ТЕПЛОВОЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра тракторов, автомобилей и эксплуатации

Машинно-тракторного парка

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

к выполнению курсовой работы

по дисциплине

«Тракторы и автомобили»

(Специальность 311300)

ОМСК 2004

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра тракторов, автомобилей и эксплуатации

Машинно-тракторного парка

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

к выполнению курсовой работы

по дисциплине

«Тракторы и автомобили»

(Специальность 311300)

Рекомендовано методической комиссией по специальности 311300

ОМСК 2004

Авторы доцент Л,Г,Ковалев, доцент Л.С.Керученко

Ответственный за выпуск доц. Л.Г.Ковалев

Рецензент д-р техн. наук, профессор кафедры Ремонта

машин ОмГАУ С.А.Корнилович

ВВЕДЕНИЕ

Целью данного методического пособия является оказание помощи студентам в написании и оформлении курсовой работы по дисциплине «Тракторы и автомобили» и приобретение студентами знаний по определению основных параметров двигателей, тракторов и автомобилей. При выполнении курсовой работы студенты должны уметь производить расчеты основных параметров тракторов и автомобилей с целью рационального и эффективного их использования в различных условиях сельскохозяйственного производства.

При защите курсовой работы студенты должны в совершенстве знать основные показатели двигателей, технические документы тракторов и автомобилей:

- внешнюю регуляторную характеристику дизеля;

- внешнюю скоростную характеристику карбюраторного двигателя;

- тяговую характеристику трактора со ступенчатой передачей;

- тяговую характеристику трактора с бесступенчатой трансмиссией;

- динамическую и экономическую характеристики автомобиля.

По этим характеристикамстуденты должны уметь решать эксплуатационныезадачи по тракторам и автомобилямпри изучении дисциплины “Эксплуатация МТП” и в производственных условиях

Курсовая работа включает три части

Часть первая

ТЕПЛОВОЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Определение номинальной мощности двигателя.

Тепловой расчет двигателя и определение его основныхпараметров

Построение индикаторной диаграммы

Динамический расчет двигателя.

Построение диаграммы тангенциальных усилий

Часть вторая

ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ТРАКТОРА

Расчет и построение внешней регуляторной характеристики дизеля.

Расчет основных параметров трактора.

Расчет и построение теоретической тяговой характеристики трактора и ее анализ.

Расчет и построение потенциальной тяговой характеристики трактора с бесступенчатой трансмиссией, и ее анализ.

Часть третья

ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

Расчет и построение внешней скоростной или регуляторной характеристики двигателя.

Расчет основных параметров автомобиля. Расчет динамического фактора и построение универсальной динамической характеристики автомобиля.

Курсовая работа должна содержать задание на курсовую работу, расчетно-пояснительную записку, приложение, включающее кинематическую схему трансмиссии трактора, графики и список литературы.

Общие указания

Расчетно-пояснительная записка должна быть написана на бумаге формата А4 от первого лица множественного числа в соответствии с требованиям ГОСТ 2.105-99 ЕСКД “Общие требования к текстовым документам”. Все расчеты выполняются в системе СИ. Принимаемые коэффициенты и параметры должны быть обоснованы ссылкой на литературу. Формулы должны сопровождаться пояснениями, ссылкой на литературу и пронумерованы. По тексту должны быть ссылки на таблицы, рисунки и приложения. В конце записки приводится список литературы в соответствии с правилами библиографии по ГОСТ 7.1-84.

Графическая часть по расчету ДВС выполняется в карандаше на миллиметровой бумаге формата А1 по правилам ЕСКД с нанесением масштабных шкал на графиках, с указанием их размерности. По тяговому расчету трактора и автомобиля на миллиметровой бумаге формата А4 с указанием номера рисунка и подрисуночной надписи.

ТЕПЛОВОЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

1.1. Определение номинальной эксплуатационной массы трактора или массы автомобиля

Номинальная эксплуатационная масса (кг) трактора определяется по формуле (2.1), а масса автомобиля – по формуле (3.2.).

1.2. Определение номинальной мощности двигателя

Номинальная мощность двигателя трактора рассчитывается по формуле (2.2), а автомобиля – по формуле (3.3).

1.3. Тепловой расчет двигателя и определение его основных параметров

Определение исходных данных для построения индикаторной диаграммы

Для построения индикаторной диаграммы необходимо определить параметры состояния газов ( абсолютное давление Р и абсолютную температуру Т ) в характерных для диаграммы точках (рис.1.1): а – конец всасывания, с – конец сжатия, z – конец сгорания, в – конец расширения, r – конец выпуска.

1.3.1. Давление Р_а и температура Т_а в конце процесса впуска

Задаемся давлением в конце впуска двигателей без наддува Р_а=(0,8…0,9)Р₀ и с наддувом Р_а = (0,9…0,96)Р_к ,

гдеР₀ – давление окружающей среды, МПа;

Р_а – давление наддува на выходе из компрессора, МПа.

Давление в конце впуска можно определить по формуле:

или (без наддува).

Потери давления определяются из уравнения Бернулли [1,с.44; 3,с17].

Температура в конце впуска

, (1.1)

где - температура воздуха перед впускной системой, К;

,

- показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре, 1,4…2:

- температура окружающей среды, 288 К.

Температура подогрева заряда на пути движения заряда до цилиндра двигателя, давление Р_r , температуру Т_r в конце выпуска и коэффициент остаточных газов γ_r принимаем по данным приложения Б.

Если двигатель без наддува, то принимают Т_К = Т₀. Температура в конце впуска современных двигателей находится в пределах: карбюраторных – 320…380 К, дизелей без наддува – 310…350 К, дизелей с наддувом – 320…400 К [1,3].

1.3.2. Коэффициент наполнения η_v – двигателей без наддува определяется по формуле:

, (1.2)

в случае наддува

, (1.3)

где ε – степень сжатия.

Степень сжатия современных автотракторных двигателей составляет: для карбюраторных ε = 6 …9, для дизелей без наддува ε = 16 … 18, для дизелей с наддувом ε = 12 … 15. Допустимая степень сжатия карбюраторных двигателей определяется октановым числом бензина (приложение В).

1.3.3. Процесс сжатия

Давление Р_С и температура Т_С в конце сжатия определяется по уравнениям политропического процесса [3, с.28].

При проектировании двигателя показатель политропы сжатия принимается по прототипу или определяется по эмпирической формуле

,

где n – частота вращения коленчатого вала, мин ^-1.

1.3.4. Расчет количества газов, находящиеся в цилиндре в конце процесса сжатия

Теоретическое количество воздуха (кг воздуха / кг топлива) необходимое для сгорания 1 кг топлива с составом С,Н и О:

, (1.4)

или при выражении в киломолях (кмоль/кг) , где С,Н,О – весовая доля соответствующих компонентов в 1 кг топлива.

Для дизельного топлива можно принять С=0,857, Н=0,133, О=0,01: для бензина С=0,85, Н=0,15, О=0.

Действительное количество воздуха (кмоль/кг), необходимое для сгорания 1 кг топлива:

, (1.5)

где α – коэффициент избытка воздуха.

У дизелей с предкамерным и вихрекамерным смесеобразовании α = 1,3 … 1,4: при непосредственном впрыске α = 1,6 …1,7. Для карбюраторных двигателей принимают α = 0,85 … 1,15: причем для легковых ближе к нижнему, а для грузовых – к верхнему пределу.

Кроме поступившего воздуха в цилиндре находятся остаточные газы (кмоль/кг), количество которых

(1.6)

Общее количество газов (кмоль/кг), находящихся в цилиндре в конце сжатия.

(1.7)

Средняя молярная теплоёмкость (кДж/(кмоль·К)) для свежей смеси (воздуха) без учета влияния остаточных газов приближенно определяется как

. (1.8)

1.3.5. Процесс сгорания

Число молей продуктов сгорания 1 кг топлива (кмоль/кг) при α > 1 определяется по формуле

, (1.9)

при α < 1

(1.10)

С учетом остаточных газов количество газов, находящихся в цилиндре в конце сгорания, определяется как

(1.11)

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси

(1.12)

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

(1.13)

Средняя молярная теплоемкость (кДж/(кмоль·К)) при постоянном давлении для продуктов сгорания жидкого топлива дизелей (при α≥1)

. (1.14)

Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания в карбюраторном двигателе (при α<1)

(1.15)

Количество теплоты (кДж/кг), потерянное вследствие химической неполноты сгорания (поправка определяется только для карбюраторных двигателей, работающих с α<1).

(1.16)

Принимается коэффициент использования теплоты при сгорании в карбюраторном двигателе ζ=0,82 … 0,85. Тогда количество теплоты, передаваемой газом на участке cz [3,рис.8] при сгорании 1кг топлива (кДж/кг)

, (1.17)

где Q_H – низшая удельная теплота сгорания 1 кг бензина, равная 43930 кДж/кг.

Температура в конце сгорания в карбюраторном двигателе определяется по уравнению

, (1.18)

а в конце сгорания в дизельном двигателе – из уравнения

(1.19)

где - коэффициент использования теплоты, в дизелях принимается в пределах 0,8…0,85

Q_H – низшая удельная теплота сгорания дизельного топлива, принимается 42500 кДж/кг

- степень повышения давления, для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразования λ= 1,6…2,5, для вихрекамерных и дизелей с пленочным смесеобразованием λ= 1,2…1,8.

При подстановке всех членов в уравнения (1.18) или (1.19) в зависимости от типа двигателя получается квадратное уравнение, решая которое относительно Т_Z , можно найти корни, один из которых и есть температура конца сгорания.

Максимальное давление (МПа) в конце сгорания (теоретическое) в карбюраторных двигателях

(1.20)

в дизельных двигателях

(1.21)

Степень предварительного расширения

(1.22)

1.3.6. Процесс расширения

Давление Р_B (МПа) и температура Т_В (К) газов в конце процесса расширения для карбюраторных двигателей

, (1.23)

для дизелей

, , (1.24)

где - степень последующего расширения

- показатель политропы расширения (для дизелей =1,18…1,28, для карбюраторных двигателей =1,25…1,35).

1.4. Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

1.4.1Определение величины среднего индикаторного и эффективного давления

Величина среднего теоретического индикаторного давления (МПа) подсчитывается аналитическим путем: для карбюраторных двигателей по формуле (47) [3], для дизелей со смешанным подводом теплоты (46) [3] .

Величина среднего действительного индикаторного давления меньше теоретического за счет неполноты индикаторной диаграммы и насосных потерь

(1.25)

где - потери давления на вспомогательные ходы (всасывание и выпуск);

v – коэффициент неполноты индикаторной диаграммы, равный 0,93…0,97.

Среднее эффективное давление (МПа) определяется по формуле

, (1.26)

где Р_М – среднее давление механических потерь (для карбюраторных – 0,15…0,25 , для дизелей – 0,2…0,3), МПа.

1.4.2. Определение основных размеров двигателя

Литраж двигателя (л) , где τ – тактность двигателя (для четырехтактных τ = 4, для двухтактных τ = 2).

Рабочий объем цилиндра (л)

Диаметр цилиндра (мм) , где - отношение хода поршня к диаметру цилиндра (для тракторных двигателей =0,9…1,2, для автомобильных =0,7…1,1). Чем быстроходнее двигатель , тем ближе к нижнему пределу берется отношение. Полученное значение диаметра цилиндра округляется до ближайшего размера реальных двигателей.

Ход поршня (мм) .

Длина шатуна (мм) .

Радиус кривошипа (мм) (для современных двигателей λ=1/3,5…1/4,2).

Площадь поршня .

Средняя скорость поршня (м/с) .

1.4.3.Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

Индикаторный КПД ,

где - плотность воздуха на впуске, кг/м³.

Индикаторный удельный расход топлива (г/кВт∙ч)

.

Механический КПД двигателя

Эффективный КПД

Эффективный удельный расход топлива

Номинальный эффективный крутящий момент двигателя (Нм)

Номинальный часовой расход топлива (кг/ч)

Литровая мощность двигателя (кВт/л)

Результаты теплового расчета двигателя и его основные размеры заносятся в табл.1.1.

Таблица 1.1.

Параметры двигателя

1.5.Построение индикаторной диаграммы

По данным теплового расчета строится диаграмма в координатах P-V (рис1.1.). Для построения индикаторной диаграммы масштаб давления подбирается так, чтобы 0,1 МПа соответствовала 2…3 мм, а рабочий объем цилиндра принимается равным ходу поршня S. На оси абсцисс в принятом масштабе откладывают объем (мм) , - (дизельный двигатель).

Через точки и P_r , P₀ и P_в проводятся прямые, параллельные оси абсцисс. Точки а и с соединяются политропой сжатия, а точки z и в – политропой расширения.

Путем вычисления промежуточных давлений различных значений V_X:

для политропы сжатия ;

для политропного расширения .

Входящие в эти уравнения отношения объемов , определяются отношением соответствующих отрезков на оси абсцисс.

Действительная индикаторная диаграмма отличается от построенной округленностью в точке а, в, с ,z’,z и r, причем для карбюраторного двигателя максимальное давление принимается 0,85Р_Z.

По построенной индикаторной диаграмме определяется среднее теоретическое индикаторное давление (МПа)

,

где F – площадь индикаторной диаграммы, мм²; l_д – длина индикаторной диаграммы, мм; - масштаб давлений, МПа

Точность построения индикаторной диаграммы оценивается коэффициентом погрешности δ_n, который не должен превышать 3…4%,

1.6. Динамический расчет двигателя

На детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре и силы инерции движущихся масс деталей (рис.1.6).

При выполнении динамического расчета двигателя целесообразно пользоваться не полными, а удельными силами, отнесенными к единице площади поршня. Удельную суммарную силу (МПа), действующую на поршень, определяют алгебраическим сложением избыточного давления над поршнем и удельных сил инерции

, (1.27)

где - избыточное давление над поршнем МПа

Р_г – текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме МПа;

Р₀ – атмосферное давление МПа;

Р_j – удельная сила инерции МПа;

Р_j – сила инерции;

Р_г – сила давления газов;

Р_С – сила инерции вращающихся масс шатуна и кривошипа;

Р –суммарная сила на поршень;

N – нормальная сила;

Р_t – сила вдоль шатуна;

Т – тангенциальная сила;

z – радиальная сила.

Рис.1.6. Схема сил в кривошипно-шатунном механизме: а) инерционных и газовых; б) суммарных

1.6.1. Определение удельной силы инерции возвратно поступательно движущихся масс

(1.28)

где - сила инерции первого порядка с периодом изменения один оборот коленчатого вала;

- сила инерции второго порядка с периодом изменения 0,5 оборота коленчатого вала.

Таким образом

(1.29)

масса m определяется как

где m_П – масса поршневого комплекта, кг

m_Ш – масса шатуна, кг.

Приближенно масса поршней из алюминиевого сплава определяется по площади поршня в м²:

Для карбюраторных двигателей m_П =(80…150)F_n , кг.

Для дизельных двигателей m_П =(150…300)F_n , кг.

Масса шатуна (кг) определяется по аналогии:

Для карбюраторных двигателей m_Ш =(100…200)F_n , кг.

Для дизельных двигателей m_Ш =(250…400)F_n , кг

Для двигателей с большим диаметром цилиндров нужно принимать большие значения коэффициентов.

Частота вращения коленвала принимается при номинальном скоростном режиме двигателя

Инерционное усилие подсчитывается по формуле (1.29) для двенадцати положений кривошипа через 30⁰ поворота. Результаты расчетов сводятся в табл.1.2.

Таблица 1.2

Расчет инерционных усилий

По данным табл.1.2 строится диаграмма инерционных усилий в масштабе давлений по индикаторной диаграмме через 30⁰ поворота кривошипа (рис.1.2).

1.6.2. Построение диаграммы суммарных усилий

Для построения диаграммы суммарных усилий складывается избыточное давление газов и суммарное давление сил инерции. По индикаторной диаграмме (рис.1.1) определяется избыточное давление через каждые 30⁰ поворота кривошипа.

Через линию атмосферного давления проводится прямая, равная четырем ходам. Каждый ход делится на шесть равных частей и производится развертка избыточного давления индикаторной диаграммы по углу поворота коленчатого вала (рис.1.3). Затем наносится диаграмма инерционных усилий и производится их алгебраическое сложение, дающее диаграмму суммарных усилий Р.

1.6.3. Построение диаграммы тангенциальных усилий

Тангенциальную силу Т, перпендикулярную радиусу кривошипа можно определить по формуле

, Н. (1.30)

Сила Р положительная или отрицательная определяется по диаграмме суммарных усилий (рис.1.3).

Сила Т считается положительной, если она совпадает с направлением вращения коленчатого вала и отрицательной, если она направлена в противоположную сторону.

Значения тригонометрических величин, входящих в формулу(1.30), для различных значений углов α поворота коленчатого вала и отношении радиуса кривошипа к длине шатуна λ приведены в приложении Г.

Расчеты тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа заносятся в таблицу 1.3.

Таблица 1.3.

Расчет тангенциальных усилий

ºα	Знак		Р, МПа	Т, МПа	Знак	ºα
	+ + + + + + +				- - - - - - -

Тангенциальную силу , отнесенную к 1 м² площади поршня, проще всего определить графически по схеме кривошипного механизма для различных углов α поворота кривошипа.

Для определения силы Т (рис 1.4.а) откладывают от центра шатунной шейки по направлению радиуса кривошипа отрезок ВС равный суммарной силе Р по диаграмме суммарных усилий рис 1.3, (например Р₁₄ и Р₂). Из конца вектора на ось цилиндра опускается перпендикуляр до пересечения с осью шатуна. Длина этого отрезка Т в принятом масштабе представляет тангенциальную силу (МПа).

На рис. 1.4.б приведено определение силы Т когда β имеет отрицательное значение.

Для построения диаграммы тангенциальных усилий откладывают отрезок, равный длине окружности центра шатунной шейки за два оборота коленчатого вала, и делят на 24 равные части. Через точки деления проводят ординаты, и на них откладывают найденные тангенциальные усилия с учетом их направления (рисунок 1.5). Если направление силы совпадает с направлением вращения, то силу считают положительной и откладывают от оси абсцисс вверх, а отрицательную вниз. Кривая Т является и кривой изменения крутящего момента для одного цилиндра, но только в масштабе моментов.

Масштаб моментов определяется из выражения

, (1.31)

где - масштаб моментов, (Нм)/мм;

- масштаб сил, МПа/мм;

- радиус кривошипа, м;

- площадь поршня, м².

Рис. 1.4. Графическое определение величины и знака тангенциального усилия: а – при α < 180º; б – при α > 180º.

Кривую суммарной тангенциальной силы многоцилиндрового двигателя строят путем графического суммирования кривых для отдельных цилиндров (рис.1.5). При этом кривые для отдельных цилиндров должны быть сдвинуты одна относительно другой на угол, соответствующий интервалу между рабочими ходами в отдельных цилиндрах. У четырехцилиндровых четырехтактных двигателей отдельные диаграммы должны быть последовательно сдвинуты по фазе одна относительно другой на 180⁰, у шести цилиндровых–на 120⁰.

1.6.4. Проверка правильности выполнения динамического расчета

Для проверки правильности построения диаграммы тангенциальных усилий и выполнения динамического расчета определяется среднее значение тангенциальной силы Р (мм)

, (1.32)

где Σ - суммарная площадь всех участков диаграммы, расположенных над осью абсцисс, мм²;

Σ - под осью абсцисс, мм²;

- длина диаграммы на участке суммирования диаграммы тангенциальных усилий, мм.

Тогда крутящий момент (Н∙м) определяется как

, (1.33)

где - механический КПД двигателя

Крутящий момент (Нм) двигателя на номинальном режиме определяется из выражения

. (1.34)

Расхождение в значения крутящего момента не должно превышать 5%.

1.7 Расчет маховика

Расчет маховика сводиться к определению момента инерции , массы m_M и основных его размеров.

Момент инерции (Н∙м∙с²) маховика определяется из условия обеспечения требуемой неравномерности вращения коленвала

,

где δ – коэффициент неравномерности хода для тракторных двигателей 0,003…0,01: для автомобильных 0,01…0,02; угловая скорость вращения, с^-1; L_изб – избыточная работа (Н∙м) тангенциальной силы определяется по площади F_изб (рис.1.5)

,

где F_изб – избыточная площадь участка, мм²;

μ – масштаб площадки, Н∙м/мм² ; μ=μ_Рμ_α;

μ_Р – масштаб шкалы тангенциальной силы, Н/мм

μ_α – масштаб шкалы длины окружности центра шатунной шейки, м/мм.

.

Диаметр маховика выбирается с учетом габаритов двигателя, его типа, возможности размещения сцепления и т.д. Для приближенных расчетов можно принять D_ср =(2…3)S,

где S – ход поршня, м.

Масса маховика (кг) определяется из условия равенства махового момента (кг∙м²) четырем моментам инерции маховика

, тогда .

1.8 Расчет двигателя автомобиля

На грузовых автомобилях устанавливаются двигатели дизельного и карбюраторного типа. Расчет двигателя ведутся по методике, описанной выше.

Особенностью динамического расчета V – образных двигателей является определение суммарной диаграммы тангенциальных сил Т сложением соответствующих диаграмм цилиндров правого и левого ряда. Сложение производится в следующей последовательности:

а) определяют тангенциальную силу одного цилиндра и строят ее график в функции угла поворота коленвала:

б) пользуясь принятой схемой последовательности работы цилиндров, определяют сдвиг фаз двух цилиндров, расположенных в разных рядах и соединенных одной шейкой коленвала:

в) под диаграммой цилиндра правого ряда строят вторую – диаграмму цилиндра левого ряда , сдвинутую по фазе:

г) ординаты обеих диаграмм при равных углах алгебраических складывают:

д) строят график суммарной тангенциальной диаграммы всех цилиндров.

Тяговый расчет трактора

В процессе выполнения тягового расчета трактора определяются основные его параметры: масса трактора, мощность двигателя, расчетные скорости движения и тяговые показатели на передачах основного ряда и показатели топливной экономичности трактора, которые обеспечивают ему необходимые тяговые свойства в условиях эксплуатации.

Трактор рассчитывается на выполнение работ, соответствующих его тяговому классу. Класс трактора характеризуется величиной номинальной силы Р_Н , которую он должен развивать на крюке, работая с заданной скоростью V_T1 на стерне нормальной влажности (W=15-18%) и плотности при допустимом буксовании и достаточно высоком тяговом КПД. Буксование у колесных тракторов не должно превышать 15-18%, у гусеничных 3-5%. Тяговый КПД колесных тракторов типа 4К2 должен быть не ниже 60-64%, колесных 4К4 не ниже 65-68% и гусеничных не ниже 70-74%.

2.1. Определение номинальной эксплуатационной массы трактора

Различают конструктивную (сухую) m_K и эксплуатационную m_Э (полную) массу трактора. Эксплутационная масса включает в себя конструктивную массу трактора, массу заправочных материалов, инструмента, водителя и балласта, который может применяться для увеличения сцепной массы колесных тракторов схемы 4К2.

Номинальная эксплуатационная масса (кг) трактора определяется по формуле [2,4]

, (2.1)

где Р_Н – номинальное тяговое усилие трактора, заданное классом тяги, Н;

q – ускорение свободного падения, м/с²;

λ_К – коэффициент нагрузки ведущих колес, принимается равным 0,7 – 0,8 для колесных тракторов 4К2 и единице – для гусеничных и колесных тракторов 4К4;

f - коэффициент сопротивления качению, выбирается по данным табл.1 приложения;

- допустимая величина коэффициента использования сцепной массы при допустимом буксовании и номинальной нагрузки на крюке (для колесных 0,5…0,65 , для гусеничных – 0,6…0,65 , принимается по данным приложения А).

2.2. Определение номинальной мощности двигателя

Номинальная мощность двигателя (кВт) определяется из условия реализации номинального тягового усилия на крюке Р_Н (Н), заданного тяговым классом трактора, при равномерном движении на горизонтальном участке стерневого поля с заданной скоростью движения V_T1 на первой передаче основного ряда. Подсчет номинальной мощности двигателя производится по формуле [2,4]

, (2.2)

где V_T1 – скорость трактора, соответствующая номинальному тяговому усилию, км/ч (по заданию);

Z_Э – коэффициент эксплуатационной нагрузки двигателя, принимается равным 0,85…0,9;

- КПД трансмиссии.

Механический КПД трансмиссии определяется на первой передаче основного ряда по заданой кинематической схеме прототипа трансмиссии с учетом типа движителя, потерь, возникающих при передаче нагрузки и потерь холостого хода.

Для колесных тракторов КПД трансмиссии определяется по формуле

(2.3)

для гусеничных тракторов

, (2.4)

где - КПД цилиндрической и конической пар шестерен;

n1 , n2 – число пар цилиндрических и конических шестерен трансмиссии, передающих крутящий момент;

ζ – коэффициент, учитывающий потери на холостое прокручивание трансмиссии;

- КПД ведущего участка гусеницы;

_ПМП - КПД планетарного механизма поворота.

Значение коэффициентов принимаем =0,98…0,99 =0,97…0,98 ; =0,95…0,97. Для колесных тракторов с двумя ведущими колесами ζ=0,03…0,075. _ПМП = - принимать для гусеничных тракторов с планетарным механизмом поворота. Значение n1, n2 определить по кинематической схеме прототипа трансмиссии на одной из передач основного ряда.

При разветвлении мощности на два потока две пары аналогичных шестерен (например, конечных) считают за одну пару.

Подставляя в формулу (2.2) известные, рассчитанные и принятые значения параметров, определить необходимую номинальную мощность двигателя.

2.3. Расчет показателей двигателя по внешней регуляторной характеристике.

Исходными данными для расчета являются – номинальная мощность двигателя N_H и соответствующая ей частота вращения n_H в следующей последовательности.

2.3.1. Максимальная частота вращения коленвала на холостом ходу определяется как n_xx =(1,07…1,1)n_H .

2.3.2. Частота вращения, соответствующая максимуму крутящего момента двигателя, определяется как n_M=0,75n_H .

2.3.3. Текущее значения мощности на перегрузочной ветви регуляторной характеристики определяются по формуле

, (2.5)

где N_H , n_H – номинальная эффективная мощность (кВт) и частота вращения мин^-1;

N_е , n_е – эффективная мощность (кВт) и частота вращения мин^-1 в искомой точке перегрузочной ветви характеристики;

С1, С2, С3 – коэффициенты 1,4; -0,25; 0,15 соответственно для дизелей с непосредственным впрыском топлива;

С₁ =0,7 , С₂ =1,3 , С₃ = 1 – для дизелей с вихрекамерным смесеобразованием;

С₁ =С₂ =С₃ = 1 – для карбюраторных двигателей.

Частота вращения вала двигателя на перегрузочной (корректурной) ветви характеристики задается от 0,4 до 1,0 n_H по табл.2.1.

При расчете на ЭВМ текущее значение частоты вращения на перегрузочной ветви от n_M до n_T задается с шагом 50 мин^-1.

2.3.4. Крутящий момент двигателя (Н∙м) определяется по формуле

М_К=9550N_e / n_e. (2.6)

2.3.5. Текущее значение часового расхода топлива (кг/ч) на перегрузочной корректорной ветви регуляторной характеристики определяется по формуле

(2.7)

2.3.6. Удельный расход топлива (г/кВт∙ч) подсчитывается по формуле

(2.8)

2.3.7. На регуляторной ветви характеристики, при уменьшении нагрузки двигателя, частота коленвала двигателя повышается от номинальной n_M до максимальной холостого хода n_xx . При этом мощность N_e и крутящий момент М_К уменьшаются до нуля при n_xx по линейному закону (рис.2.1). Часовой расход топлива при этом уменьшается также по линейному закону от номинального значения до расхода на холостом ходу G_TX.

Часовой расход топлива (кг/ч) на холостом ходу определяется как G_TX =(0,25) G_TН . При ручном счете все расчеты, необходимые для построения регуляторной характеристики, заносятся в табл.2.1. . По часовому расходу топлива и мощности двигателя подсчитывается удельный расход топлива на регуляторной ветви характеристики в искомых точках по формуле (2.8).

Таблица 2.1

Внешняя регуляторная характеристика дизеля

2.4. Построение внешней регуляторной характеристики дизеля и ее анализа

По данным таблицы 2.1 или результатам расчетов на компьютере строится регуляторная характеристика в трех видах:

Рис. 2.1. Регуляторная характеристика дизеля в зависимости от частоты вращения коленвала. Используется для анализа работы двигателя на перегрузочной, корректорной ветви характеристики. Хорошо согласуется с работой топливного насоса.

Рис. 2.2. Регуляторная характеристика дизеля в зависимости от эффективной мощности. Является основной по ГОСТ и используется для анализа топливной экономичности на регуляторной ветви характеристики.

Рис. 2.3. Регуляторная характеристика дизеля в зависимости от крутящего момента. Используется для анализа регуляторной ветви, хорошо согласуется с показателями трактора по тяговой характеристике.

На ЭВМ, компьютере текущие значения мощности (кВт) на регуляторной ветви характеристики с учетом линейной зависимости от частоты вращения определяется по формуле

, (2.9)

где - текущее значение частоты вращения на регуляторной ветви характеристики от номинальной частоты до максимальной на холостом ходу задается с шагом 20мин^-1.

Текущее значение часового расхода топлива (кг/ч) на регуляторной ветви характеристики в зависимости от частоты вращения задается с тем же шагом 20мин^-1 и определяется по формуле

. (2.10)

При анализе регуляторной характеристики дизеля необходимо определить и сравнить с прототипом по типажу:

а) удельный расход топлива на номинальном режиме и сравнить его с прототипом

б) коэффициент запаса крутящего момента двигателя [4, с.23];

в) коэффициент приспособляемости двигателя по крутящему моменту;

г) коэффициент приспособляемости двигателя по частоте вращения;

д) коэффициент неравномерности регулятора.

2.5. Построение кривой буксования

Для построения кривой буксования колесных и гусеничных тракторов на стерне нормальной плотности и влажности можно использовать среднестатистические данные буксования в зависимости от относительной величины силы на крюке, т.е. от коэффициента использования сцепной силы тяжести трактора.

, (2.11)

где c,d – коэффициенты, S – показатель степени

С d S

Колесные тракторы 0,246 3,06 3

Гусеничные тракторы 0,0333 1,377 2

φ_КР – коэффициент использования сцепного веса

, (2.12)

Р_КР – тяговое усилие на крюке, Н

Значение коэффициента буксования заносится в табл.2.2.

Таблица 2.2

Кривая буксования

По данным табл.2.2 строится кривая буксования в зависимости от силы тяги на крюке Р_КР, которая приводится на рис.2.4.

2.6. Определение диапазона номинальных основных скоростей трактора

Диапазон номинальных основных скоростей определяется по формуле [2,4]

, (2.13)

в зависимости от силы тяги на крюке .

где - тяговый диапазон трактора;

- номинальная сила тяги на крюке, кН;

- номинальное тяговое усилие для тракторов предыдущего класса, кН;

ε = 1,15…1,25 – коэффициент расширения тяговой зоны, перекрытия смежных тяговых зон.

Тяговый диапазон тракторов класса 6 кН, не имеющих предыдущих тягового класса, можно принимать равным δ_Т = 1,8…2.

Определение знаменателя геометрической прогрессии ряда основных передач.

Структура ряда передаточных чисел трансмиссии для основных рабочих передач принимается по геометрической прогрессии и основана на стремлении обеспечить изменение крутящего момента двигателя в одинаковых пределах на всех передачах.

При z ступенях коробки передач знаменатель геометрической прогрессии определяется по формуле [2,4].

. (2.14)

2.7. Определение теоретических скоростей трактора, касательных сил тяги и тяговых усилий на крюке на всех передачах основного ряда

Теоретические значения указанных показателей трактора определяются из условия работы двигателя на номинальном режиме:

а) теоретические скорости движения трактора на всех передачах основного ряда: V_T1 – дана в задании ; ; и т.д.;

б) касательные силы тяги на всех передачах основного ряда

; ; и т.д;

в) тяговые усилия на крюке на всех передачах основного ряда: - по заданию: и т.д.

2.8. Определение радиуса ведущих колес

Расчет радиуса ведущих колес гусеничного трактора определяется по формуле [2,4]

, (2.15)

где - шаг звена гусеницы, м

- число звеньев гусеницы, перематываемых за один оборот ведущей звездочки

, - принимаются в соответствии с классом тяги тракторов по аналогии с существующими моделями тракторов по данным приложения Г.

Для определения расчетного радиуса r_K колесных тракторов необходимо предварительно произвести выбор шин ведущих колес по их грузоподъемности. Шины подбираются по нагрузке на одно колесо.

Для тракторов колесных схемы 4К2 нагрузка на одно колесо (Н)

, (2.16)

где - коэффициент нагрузки ведущих колес, 0,7…0,8.

Для тракторов К-700 и Т-150К колесной схемы 4К4 нагрузка на одно ведущее колесо равна

По ГОСТ 7364-80 выбираются шины по грузоподъемности. Расчетный радиус ведущего колеса определяется по формуле

, (2.17)

где d – внутренний диаметр шины, дюйм;

в – высота профиля шины, дюйм.

Если размер шин дан в мм, то вместо коэффициента 0,0254 берется 0,0001.

2.9. Определение передаточных чисел трансмиссии основного ряда

Передаточное число трансмиссии на первой передаче основного ряда определяется по заданной теоретической скорости трактора V_T1 по формуле [2,4].

. (2.18)

Передаточные числа трансмиссии на остальных передачах основного ряда определяется через знаменатель геометрической прогрессии и т.д.

2.10. Расчет и построение теоретической тяговой характеристики трактора

Исходными данными для тягового расчета трактора являются текущее значение крутящего момента М_К , частоты вращения n_e и часового расхода топлива G_T при работе дизеля по внешней регуляторной характеристике от режима максимума крутящего момента до холостого хода (табл. 2.1).

Касательная сила тяги на колесе определяется по крутящему моменту двигателя и передаточному числу трансмиссии по формуле

, (2.19)

сила сопротивления качению

(2.20)

тяговое усилие на крюке (Н)

. (2.21)

Текущие значения коэффициента буксования снимаются с кривой буксования (рис. 2.4).

Текущие значения теоретической скорости (км/ч) по передачам подсчитываются по формуле [2]

(2.22)

Действительная скорость трактора (км/ч) определяется по формуле

. (2.23)

Мощность на крюке (кВт) подсчитывается как

. (2.24)

Удельный крюковой расход топлива (г/кВтч) подсчитывается по формуле

. (2.25)

Тяговый КПД трактора определяется как

. (2.26)

По приведенному алгоритму производится расчет показателей трактора по всем передачам основного ряда. Результаты расчетов заносятся в табл.2.3.1

Таблица 2.3.1

Показатели двигателя по внешней регуляторной характеристике

Таблица 2.3.2

Расчет показателей трактора по тяговой характеристике на первой передаче,