Розрахунок автотракторного двигуна Д 248

Білгородський Державний
СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКА АКАДЕМІЯ.
Кафедра тракторів автомобілів
ремонту та експлуатації МТА
Курсовий проект
на тему: Розрахунок автотракторного двигуна Д-248.
Виконав: студент 41 гр.
Перевірив: Навіцкій А.С.
Білгород.

Вихідні дані:

Марка трактора	n об / хв	Агрофон	ε	α	λ	ξ	δ	Двигун
ЛТЗ-60	2000	культивація	16	1,6	2,2	0,88	2,3	Д-248

1.Тепловой розрахунок двигуна

Тепловий розрахунок двигуна дозволяє аналітично з достатнім ступенем точності визначити основні параметри знову проектованого або модернізованого двигуна, а також оцінити індикаторні та ефективні показники роботи створеного двигуна. Робочий цикл розраховують для визначення індикаторних, ефективних показників роботи двигуна і температурних умов роботи двигунів, основних розмірів, а також виявлення зусиль, що діють на його деталі, побудова характеристик та вирішення ряду питань динаміки двигуна. Результати теплового розрахунку залежать від досконалості оцінки ряду коефіцієнтів, що використовуються в розрахунку і враховують особливості проектованого двигуна. Вони будуть тим ближче до дійсних, чим більше використовуються фактичні дані випробувань таких двигунів, які за низкою основних параметрів близькі до проектованого.
В якості вихідних даних для теплового розрахунку задаємося наступним:
тип двигуна - чотиритактний, чотирициліндровий, однорядний, однокамерний дизель. Номінальна потужність дизеля N = 60 кВт, номінальна частота обертання n н = 2000об/мін; ступінь стиснення ε = 16, коефіцієнт тактності τ = 4; коефіцієнт надлишку повітря α = 1,6. Дизельне паливо,, Л,, (ГОСТ305-82 ); нижча питома теплота згоряння палива Qн = 42500 кДж / кг; середній елементний склад: С = 85,7%, Н = 13,3%, Q = 1%. Розрахунок ведемо для згоряння 1 кг палива. Теоретично необхідну кількість повітря для згоряння 1 кг палива:

або

де μ в - маса 1-го кмоль повітря (μ в = 28,96 кг / кмоль).
Кількість свіжого заряду:

Загальна кількість продуктів згоряння:

При цьому хімічний коефіцієнт молекулярного зміни горючої суміші:

Параметри навколишнього середовища і залишкові гази. Атмосферні умови приймаємо такі: P 0 = 0,1 МПа, T 0 = 288 K. Тиск навколишнього середовища
P 0 = P к = 0,1 МПа, температура навколишнього середовища T 0 = T до = 288 K. Тиск і температура залишкових газів: , Приймаємо T r = 930 К.
Процес впуску. Приймаються температуру підігріву свіжого заряду
Щільність заряду на впуску:

де Rв = 287Дж/кг ∙ град-питома газова стала для повітря.
Приймаються і
Тоді втрати тиску на впуску у двигун:

Тиск в кінці впуску:

Коефіцієнт залишкових газів:

Температура в кінці впуску:

Коефіцієнт наповнення:

Процес стиснення. Показник політропи стиснення можна визначити за емпіричною формулою:

Тиск в кінці стиснення:

Температура в кінці стиснення:

Середня молярна теплоємність заряду (повітря) в кінці стиснення (без урахування впливу залишкових газів):

Число молей залишкових газів:

Число молей газів в кінці стиснення до згоряння:

Процес згоряння. Середня молярна теплоємність при постійному тиску для продуктів згоряння рідкого палива в дизелі:

Число молей газів після згорання:

Розрахунковий коефіцієнт молекулярного зміни робочої суміші:

Приймаються коефіцієнт використання теплоти . Тоді кількість теплоти переданої газом на ділянці cz.z при згорянні 1кг палива:

Приймаються ступінь підвищення тиску λ = 2,2. Температуру в кінці згорання визначають з рівняння згоряння для дизеля:


Вирішуємо рівняння щодо Tz і знаходимо Tz = 2380

Ступінь попереднього розширення:

Процес розширення. Ступінь подальшого розширення:

З урахуванням характерних значень показника політропи розширення для заданих параметрів дизеля приймаємо n 2 = 1,17. Тоді


Перевіримо правильність раніше прийнятої температури залишкових газів:



Індикаторні параметри робочого циклу двигуна:

Приймаються коефіцієнт повноти індикаторної діаграми ν = 0,95.
Середнє індикаторне тиск циклу для округленій індикаторної діаграми:

Індикаторний ККД.

Індикаторний питома витрата палива:

Ефективні показники двигуна. Приймаються попередню середню швидкість поршня Wп.ср = 8,3 м / с.
Середній тиск механічних втрат:

Середнє ефективне тиск:

Механічний ККД:

Ефективний ККД:

Ефективний питома витрата палива:

Основні параметри циліндра і питомі параметри двигуна:
Потужність двигуна:

Площа поршня:


Середня швидкість поршня:

Ефективний крутний момент двигуна:

Часовий витрата палива:

Питома поршнева потужність:

Якщо прийняти масу сухого двигуна без допоміжного обладнання G сухий = 430кг, то літрова маса:

і питома маса:

2.Кінематіческій розрахунок.

Основне завдання кінематичного розрахунку полягає у визначенні закону руху поршня і шатуна. При цьому в кінематичному розрахунку робляться припущення, що обертання колінчастого вала відбувається з постійною кутовий швидкістю Це дозволяє розраховувати всі кінематичні параметри механізму в залежності від кута повороту кривошипа колінчастого валу φ, який при пропорційний часу, тобто або , Так як і .
Вихідні дані: двигун-з центральним кривошипно - шатунним механізмом; номінальна частота обертання колінчастого вала ;
хід поршня - ; Радіус кривошипа - ; Постійна
Кутова швидкість кривошипа:

При роботі двигуна поршень здійснює зворотно-поступальні рухи, для характеристики якого визначають переміщення Sx, швидкість W п і прискорення j п. Розраховуємо переміщення поршня Sx, швидкості поршня W п, прискорення поршня j п. Через кожні 10 ° повороту колінчатого валу і отримані значення заносимо в таблицю. Формула для розрахунку переміщення поршня має вигляд:

Швидкість поршня визначається за формулою:

Прискорення поршня визначається за формулою:

Середня швидкість поршня:

Кінематичні параметри двигуна.

φп.к.в.	Sп		Wп		jп.		φ ° п.к.в.
	0-180 °	180-360 °	0-180 °	180-360 °	0-180 °	180-360 °
0	0	0	0	0	3367,3	3367,3	360
10	0,0011	0,0011	2,780	-2,780	3380,4	-3380,4	350
20	0,0045	0,0045	5,428	-5,428	3036,0	-3036,0	340
30	0,012	0,012	7,805	-7,805	2646,5	2646,5	330
40	0,0174	0,0174	9,79	-9,79	2144,2	2144,2	320
50	0,0263	0,0263	11,358	-11,358	1562,6	1562,6	310
60	0,0362	0,0362	12,404	-12,404	947,0	947,0	300
70	0,0468	0,0468	12,939	-12,939	336,6	336,6	290
80	0,0576	0,0576	12,976	-12,976	-234,2	-234,2	280
90	0,0683	0,0683	12,565	-12,565	-736,5	-736,5	270
100	0,0785	0,0785	11,772	-11,772	-1149,6	-1149,6	260
110	0,0878	0,0878	10,677	-10,677	-1465,3	-1465,3	250
120	0,0963	0,0963	9,358	-9,358	-1683,6	-1683,6	240
130	0,097	0,1034	7,892	-7,892	-1817,8	-1817,8	230
140	0,1093	0,1093	6,344	-6,344	-1886,3	-1886,3	220
150	0,1140	0,1140	4,750	-4,750	-1910	-1910	210
160	0,1173	0,1173	3,167	-3,167	-1907,3	-1907,3	200
170	0,1192	0,1192	1,578	-1,578	-1899,4	-1899,4	190
180	0,1200	0,1200	0	0	-1894,2	-1894,2	180

3. Побудова індикаторної діаграми.

У відповідності з поточними даними даними дизеля приймаємо: , , , .
У результаті теплового розрахунку отримані тиску в характерних точках діаграми:

Значення показників політропи стиснення і розширення:
Ступінь попереднього розширення: .
Ступінь подальшого розширення: .
Середнє індикаторне тиск:
1) Для побудови розрахункової індикаторної діаграми визначаємо відносну висоту камери згоряння :


2) Розраховуємо ступінь стиснення Е x, тиск на ділянці стиснення р cx, ступінь подальшого розширення δ x, поточний тиск на ділянці розширення р в x:
;
;
;
.
Отримані дані заносимо в таблицю.

φ ° п.к.в.	Sx	Sx + hс	Політропи розширення			Політропи стиснення			φ ° П.К. в.
			δx		рвx	Еx		рcx
0	0	0,133	-	-	-	3	4,455	0,396	360
10	0,018	0,151	-	-	-	2,880	4,216	0,375	350
20	0,072	0,205	-	-	6,870	2,648	3,761	0,334	340
30	0,192	0,325	1,900	2,119	4,007	2,409	3,306	0,294	330
40	0,278	0,411	2,403	2,789	3,045	2,323	3,147	0,280	320
50	0,421	0,554	3,239	3,955	2,147	2,240	2,994	0,266	310
60	0,579	0,712	4,164	5,307	1,600	2,186	2,898	0,257	300
70	0,749	0,882	5,158	6,817	1,246	2,150	2,833	0,252	290
80	0,922	1,055	6,169	8,405	1,010	2,126	2,789	0,248	280
90	1,093	1,226	7,169	10,02	0,847	2,108	2,758	0,245	270
100	1,256	1,389	8,123	11,598	0,732	2,095	2,735	0,243	260
110	1,405	1,538	8,994	13,065	0,649	2,086	2,718	0,241	250
120	1,541	1,674	9,789	14,426	0,587	2,079	2,706	0,240	240
130	1,552	1,685	9,853	14,537	0,584	2,078	2,705	0,240	230
140	1,749	1,882	11,006	16,546	0,513	2,070	2,690	0,239	220
150	1,824	1,957	11,444	17,319	0,490	2,067	2,686	0,239	210
160	1,877	2,01	11,754	17,869	0,475	2,066	2,683	0,238	200
170	1,907	2,04	11,929	18,181	0,467	2,065	2,681	0,238	190
180	1,92	2,053	12,006	18,319	0,463	2,064	2,680	0,238	180

За отриманими точкам будуємо індикаторну діаграму.
Проектуємо розрахункову індикаторну діаграму з метою її наближення до дійсної з урахуванням даних по фазах розподілу та кутом випередження впорскування палива для дизеля Д-248, які наведені у таблиці.

Позначення точок на діаграмі.	Положення точок на діаграмі.	Розрахункове положення точок у масштабі діаграми.
з	16 ° до в.м.т. 16 ° після в.м.т. 40 ° після н.м.т. 15 ° до в.м.т. 40 ° до н.м.т.

4.Дінаміческій розрахунок двигуна

Вихідні дані: кутове прискорення кривошипа: , Кутова швидкість кривошипа , Постійна кривошипно-шатунного механізму ; Наведені маси деталей кривошипно-шатунного механізму: площа поршня F п = 0,009498 мІ
1) Визначення значення надлишкового тиску газів на поршень за формулою , Отримані значення вносимо в таблицю.
2) Відцентрова сила інерції:

3) Розрахункові значення сил інерції поступально рухомих мас Pj також наведені у таблиці.
4) Розрахункові значення сил, що діють в кривошипно-шатунном механізмі одного циліндра за один робочий цикл дизеля, наведені в таблиці. При цьому відповідні значення тригонометричних функцій для постійної також наведені у таблиці.
5) Для контролю правильності сил рекомендуються зробити перевірку порівняння середнього значення потенційної сили T, визначеним за даними таблиці, із середнім значенням тангенціальною сили, отриманого за даними теплового розрахунку. Різниця в отриманих розрахунків не повинна перевищувати 5%.
Для розглянутого дизеля: розрахунок сил, що діють в кривошипно-шатунном механізмі одного циліндра двигуна Д-248.

5 Тяговий розрахунок двигуна

Маємо трактор ЛТЗ-60, номінальнальная потужність 74,8 кВт, частота врашенія 2000об/мін, питома витрата палива 166 г / кВт год
Розрахункова сила тяжіння трактора:

де Р кр.оп = 9000 Н - оптимальна сила тяги, φ кр.оп = 0,25 оптимальне значення коефіцієнта використання зчеплення, λ = 0,85.
Знаходимо розрахункову експлуатаційну масу.

де g = 9,8 м / с - прискорення вільного падіння.
Механічний ККД трансмісії визначається з формули:

де ηц = і ηк - ККД циліндричних і конічних шестерень трансмісії, працюючих на 1 передачу.
ξ - коефіцієнт, що враховує, яка частина номінального крутного моменту двигуна витрачається на неодружене прокручування двигуна.
Теоретична швидкість трактора на основний передачі;

Конструктивна маса трактора:

Де my = 60кг/кВт питома маса трактора, Nе = 74,8 кВт-потужність двигуна. Мінімальна експлуатаційна маса:

Основні параметри ходової системи. Радіус коченні коліс розраховують за формулою:

Де d і b зовнішній діаметр обода і ширина профілю покришки, 0,8 ... 0,85 - коефіцієнт, що враховує радіальну деформацію шин.
Передавальні числа трансмісії. Знаменник геометричної прогресії визначають за формулою:
;
де - Оптимальна дотична сила тяги на 1 основний передачу, z-число передач, -Мінімальна дотична сила тяги на вищій основний передачі.

σ Т = 2,25 - діапазон робочих тягових зусиль проектованого класу, для універсально просапних тракторів (σ Т = 2 ... 2,5).
Передаточне число відповідна першій передачі:

Передаточне число для другої передачі:

Передаточне число для третьої передачі:
.
Розрахунок для побудови тягової характеристики.
Частота обертання холостого ходу:

де δр = (0,06 ... 0,08) - ступінь нерівномірності регулятора числа оборотів.
Частота обертання при максимальному крутному моменті:

де К 0 = (1,3 ... 1,6)-коефіцієнт пристосовності двигуна за оборотами.
Максимальний обертовий момент:

де К М = 1,12 - коефіцієнт запасу крутного моменту, -Номінальний крутний момент.
Ефективна потужність при максимальному обертовому моменті:

Часовий витрата на номінальному режимі завантаження:

Часовий витрата палива при холостий роботі:

Часовий витрата палива при максимальному обертовому моменті:

де -Питома витрата палива.

Результати розрахунку по двигуну заносимо в таблицю.
За даними таблиці будуємо регуляторну характеристику двигуна (рис. 8)
Побудова кривої буксування ведучих коліс.
Визначаємо зчіпні силу тяжіння:

Задаємося значеннями φ кр від 0,1 до ,
Результати заносимо в таблицю:

Pкр	3599,99	7199,98	10799,97	14399,96	17999,95
Gсц	35999,9	35999,9	35999,9	35999,9	35999,9
φкр	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5
δ	1	3	8	14	25

За отриманими даними будуємо графік буксування (рис 9).
Визначення тягово-динамічних і паливно-економічних показників трактора.
Дотична сила тяги на режимі максимальної перевантаження визначається за формулою:



Дотична сила тяги при нормальному режимі для першої передачі:



Визначаємо зусилля на гаку:
;
У режимі максимальної перевантаження;



Для номінального режиму:



Визначаємо теоретичну швидкість руху трактора:
При холостий роботі трактора;



Для номінального режиму:



Для режиму максимальної перевантаження:



Дійсна швидкість руху трактора: :
Дійсна швидкість трактора на холостому ходу дорівнює теоретичної тому (Δ = 0). Номінальний режим:



Максимальне навантаження:



Тягова потужність трактора:
Для максимального режиму;
;
;
;
Номінальний режим;
;
;
;
Тяговий ККД. Номінальний режим;
; ; .
Максимальне перевантаження;
; ; .
Питома витрата палива;
Номінальний режим:



Максимальне перевантаження: