1. Тяговий розрахунок трактора
1.1 Визначення тягового діапазону трактора
Тяговий діапазон трактора визначається за формулоюде Р Н і Р
Е-коефіцієнт розширення тягового діапазону, рекомендований в середньому 1,3. Для тракторів класу тяги 0,2-0,6 тяговий діапазон приймаємо δ т = 2,2.
Знаючи тяговий діапазон і номінальну силу тяги трактора можна визначити його мінімальну крюковою силу із співвідношення
звідки
Приймаються
1.2 Визначення маси трактора
Маса трактора - найважливіший експлуатаційних показників, який значною мірою визначає тягово-зчіпні властивості трактора.Експлуатаційну масу трактора визначаємо за формулою
де Р н - номінальна сила тяги (за завданням), Н;
φ доп - допустима величина коефіцієнта використання зчіпного ваги трактора лежить в межах 0,5-0,7;
λ до - коефіцієнт навантаження на провідні колеса трактора (для колісних тракторів) дорівнює 0,75;
f - коефіцієнт опору коченню (для колісних тракторів) лежить в межах = 0,05-0,1;
g - прискорення вільного падіння, м / c 2.
Конструкційна (суха) маса трактора m
де
Конструкційну масу визначимо за наступним висловом
1.3 Визначення радіуса ведучих коліс трактора
Розмір коліс істотно впливає на прохідність трактора, швидкісні якості, умови зчеплення його з грунтом, величину питомого тиску на грунт і ступінь його ущільнення. Розрахунковий радіус провідних коліс визначаємо наступним чином. Розраховуємо навантаження, що припадає на колеса, за формулами
де G З.К. і G п.к .- вертикальне навантаження, що припадає відповідно на задні і передні колеса, H.
1.4 Визначення теоретичних робочих швидкостей руху трактора
Вибір структури роду основних передач виробляємо за принципом геометричної прогресії, що забезпечує однакові межі зміни крутного моменту двигуна на всіх передачах.
Знаменник геометричної прогресії знаходимо з виразу
де
V r 1 = 1,42 - теоретична швидкість на першій основної передачі, м / с;
V rz = 5,8 - теоретична швидкість на вищій передачі, м / с;
Z = 7 - кількість передач.
Знаючи швидкість на першій основної передачу і знаменник геометричної прогресії, визначаємо теоретичну швидкість на будь-якій передачі
де V
K - номер передачі.
Передаточне число трансмісії знаходять наступним чином
де
1.5 Розрахунок номінальної потужності двигуна
Розрахунок номінальної потужності двигуна виробляємо з урахуванням номінального тягового зусилля трактора, сили опору кочення, маси трактора, втрат на тертя в трансмісії і необхідного запасу потужності двигуна.Враховуючи вище викладене, номінальну потужність двигуна визначаємо за формулою
де P кн - номінальне тягове зусилля, H;
V тн - розрахункова, швидкість руху, на нижчій робочої передачі при номінальній силі тяги, м / с;
де
n = 3 і m = 1 - статечні показники числа пар шестерень, що працюють в трансмісії на заданій передачі (беруться на основі конструкції коробки передач трактора-прототипу);
2. Розрахунок ДВС
2.1 Процес впуску
Процес впуску призначений для наповнення циліндра робочою сумішшю у карбюраторних ДВЗ і повітрям у дизелів. Від досконалості цього процесу залежать показники потужності та економічні показники ДВЗ.
Починається такт впуску в за 10 0 -30 0 повороту колінчастого валу, до приходу поршня у верхню мертву точку ДВС. Закінчується не в нижній мертвій точці (НМТ), а в точці, що відповідає повороту колінчастого валу на 40 0 -80 0 від НМТ.
Процес впуску характеризується величиною втрати тиску при впуску
ΔPa = Po - Pa (15)
ΔPa = (β 2 + ξ ВП)
де β - коефіцієнт загасання швидкості руху заряду в перерізі циліндра;
ξ ВП - коефіцієнт опору впускної системи, віднесений до найбільш вузькому її перерізу (зазвичай приймають (β 2 + ξ ВП) = 3,25;
ω ВП = 95 м / с - середня швидкість руху заряду в найменшому перетині впускної системи (як правило - в клапані);
ρ В - щільність заряду при впуску;
де P 0 = 0,1 мПа - атмосферний тиск;
K В = 287
T 0 = 288 0 К - температура навколишнього середовища;
де P в-тиск наддуву або продувки.
Тиск в кінці процесу впускання визначається з (17)
Pa = Po - ΔPa = 0,1-0,068 = 0,12 Па; (19) Коефіцієнт залишкових газів
де Δt = 10 0 -40 0-температура підігріву свіжого заряду за рахунок контакту зі стінками ДВС;
ε = 17 - ступінь стиснення;
T r = 900 - температура залишкових газів, 0 K;
P r = 0,13 - тиск залишкових газів, мПа;
Отримані значення порівнюємо з наступними довідковими даними: γ r = 0,03 - 0,06.
Температура в кінці процесу впускання
Коефіцієнт наповнення
η ν = 0,75 - 0,9 у дизелів
2.2 Процес стиснення
Для дизелів: Та = 310 0 - 350 0 До.Процес стиснення в реальному ДВС,. здійснюється за політропи з показником n 1.
де n н - номінальна частота обертання колінчастого валу (із завдання).
Тиск в кінці процесу стиснення (точка С) визначається з рівняння політропний процесу: PV n 1 = const
Температура робочої суміші в кінці стиснення (точка С) визначаємо на основі характеристичних рівнянь стану газу в точці (A) і в точці (С)
Т С = Т а ε n1-1 = 327,59
Тиск і температура в точці С повинні бути у таких межах:
для дизелів P З = 3 - 5,5 МПа
для дизелів без наддуву T З = 700 - 930 K
2.3 Процес згоряння
Процес згоряння є основним процесом робочого циклу. У результаті цього процесу тепло, що виділяється внаслідок згорання, йде на підвищення внутрішньої енергії робочого циклу і здійснення механічної роботи.Процес згоряння в сукупності з розширенням - найважливіші процеси в робочому циклі і від їхньої досконалості залежать показники потужності та економічні показники Д.В.С. Теоретично необхідну кількість повітря для згоряння 1 кг палива
де C = 0,857; H = 0,133; О Т = 0,01; - вагові частки вуглецю, водню і кисню, що містяться в паливі.
Ця ж величина в кіло молях
де μ В = 28,96 кг / моль - маса 1 кмоль повітря.
Справжнє кількість повітря в кмоль, що надійшло в двигун для згоряння 1 кг палива
M а = M
де α-коефіцієнт надлишку повітря, який залежить від способу приготування робочої суміші, режиму роботи ДВС, роду застосовуваного палива.
α = 1,2 -1,7 - для дизелів.
Кількість продуктів згоряння
Хімічний коефіцієнт зміни горючої суміші
Дійсний коефіцієнт зміни горючої суміші
для дизеля 1,01 ... 1,06
Нижча питома теплота згоряння дизельного палива
H u = (33.91C +125.6 H-10.89O-22.59H)
Теплота згоряння робочої суміші дизеля
Температура в кінці видимого процесу згоряння
Коефіцієнти для дизелів
Тиск в кінці видимого процесу
P Z = λP C = 2
2.4 Процес розширення
У результаті розширення теплова енергія від згоряння палива перетворюється на механічну енергію. Процес розширення в реальному ДВС здійснюється за політропи, тобто супроводжується інтенсивним теплообміном.Показник політропи n 2 визначаємо за формулою
n 2 = 1,18 +130 / n H = 1,18 +130 / 1600 = 1,25 (38)
де n н - номінальна частота обертання колінчастого вала ДВС.
n 2 = 1,22-1,25.
На величину n 2 впливають: частота обертання колінчастого вала, величина навантаження, інтенсивність охолодження.
Ступінь попереднього розширення визначимо за формулою
де β-дійсний коефіцієнт молекулярного зміни;
T Z - температура продуктів згоряння в точці Z;
T C - температура робочої суміші в точці С.
Ступінь подальшого розширення
Тиск і температура в кінці розширення (точка В):
для дизелів
2.5 Процес випуску
Випускний клапан відкривається за 40 0 -60 0 повороту колінчастого вала до приходу поршня у НМТ і закривається після проходження поршнем ВМТ приблизно 10 0 -20 0 повороту колінчастого валу
Тиск і температура P r і T r були прийняті на початку розрахунку. При виконанні роботи точки 3,4 призначаються виходячи з діаграми газорозподілу ДВС, запропонованого в якості аналога.Перевірку раніше прийнятої температури випускних газів T r можна зробити за формулою
Температура і тиск випускних газів орієнтовно коливається:
для дизелів T r = 700 ÷ 900 K; P r = 0,105-0,120 МПА
2.6 Показники, що характеризують роботу двигуна внутрішнього згоряння
Теоретичне середнє індикаторне тиск, Па, віднесене до корисного ходу поршня (не округленій індикаторної діаграми) визначаємо за формулами для дизелівде P с - тиск у кінці стиснення, Па.
λ-ступінь підвищення тиску при згорянні,
ρ ¸ δ-відповідно, коефіцієнти попереднього і подальшого розширення,
ε-ступінь стиснення,
n 1, n 2 - показники політропи відповідно стиснення та розширення.
Дійсне середнє індикаторне тиск, Па, за цикл дорівнює
де ν = 0,92-095 - коефіцієнт повноти діаграми, що враховує відхилення дійсного процесу (циклу) від розрахункового.
Значення середнього індикаторного тиску при роботі ДВС з повним навантаженням для дизелів без наддуву становить до 1,2 МПа,
Індикаторний ККД
де P i - середнє індикаторне тиск, Па,
середня швидкість поршня W ср = 6 м / с
літраж ДВС
де i - число циліндрів. 4
При розрахунку механічних втрат на подолання різних опорів при роботі двигуна використовують величину середнього тиску P М, Па механічних втрат. Величина P М залежить від конструкційних особливостей ДВС і середньої швидкості поршня.
Для дизелів з нерозділеного камерою згоряння
P m = 0,089 +0,012 W n = 0,089 +0,012
де W n - середня швидкість поршня при номінальній потужності, м / с.
де S = 1,143 - хід поршня, м,
n н - номінальне число оборотів колінчастого валу, об / хв.
Середнє ефективне тиск Р е, для дизелів Р е = 0,5-1,0 МПа,
P e = P i-P M = 0,8879-0,273 = 0,93 МПа (51)
Механічні втрати в ДВС оцінюються умовним механічним ККД (η м)
Ефективний ККД (η e) по аналогії з η i дорівнює
Ефективний питома витрата палива g e = G i / n vg, = 187/0.83 = 271 г / кВт
Крутний момент двигуна
Літрова потужність
2.7 Визначення розмірів ДВС
Обсяг циліндра V h,де D - діаметр циліндра, м;
S - хід поршня, м;
Для визначення діаметра циліндра D і ходу поршня S слід задатися величиною
S / D = B. Для тракторних дизелів це співвідношення береться в межах 0,9 - 1,2. Чим вище n н, тим менше слід вибирати S / D.
Величина S / D - важливий показник ДВС, що визначає його габарити і масу, а так само протікання робочого процесу. Збільшення відносини S / D веде до збільшення середньої швидкості поршня V n, а, отже, до зростання динамічних навантажень, сил тертя і зменшення механічного ККД. У цілому це веде до збільшення габаритів і маси двигуна і погіршення індикаторних показників. Зменшення S / D тягне за собою збільшення діаметру циліндра і тиску на нього.
Підставивши в рівняння (30) значення S = B
хід поршня
S = (S / D)
Приймаються S = 90 мм;
Обсяг циліндра V h, виходячи з геометричних міркувань
Далі визначаємо розміри кривошипно-шатунного механізму (КШМ) радіус кривошипа колінчастого валу
r = S / 2 = 125 / 2 = 62,5 мм, (60)
де S - хід поршня
Визначаємо довжину шатуна l
l = r / λ = 54 / 0,279 = 189,96, (61)
де r - радіус кривошипа;
Визначаємо об'єм камери згоряння (V с)
Визначаємо повний обсяг
2.8 Побудова індикаторної діаграми
Побудова індикаторної діаграми здійснюється за результатами теплового розрахунку в координатах р-V. Існує кілька рекомендацій побудови індикаторної діаграми. Скористаємося способом, який дозволяє не тільки побудувати індикаторну діаграму в координатах р-V, але й надалі легко розгорнути її в координати р-φ.
Спочатку будуємо осі координат і наносимо на них шкали. Співвідношення масштабів по осях приймаємо так, щоб висота діаграми перевищувала її підставу приблизно в 1,5 рази. По осі ординат через рівні проміжки проміжки наносимо шкалу тиску газів від 0 до величини, трохи більшої р z (Масштаб μ р z = 0,05 МПа / мм).
По осі абсцис рекомендується використовуємо дві шкали. Одна шкала об'єму V займаного газом в циліндрі двигуна з нулем у точці О, точці перетину осей р і V. Інша шкала S х / S, що полегшує побудову, з нулем в ВМТ і одиницею в НМТ. Відрізок відповідний робочому об'єму циліндра або ходу поршня на осі абсцис приймається за умовну одиницю рівну відносини переміщення поршня S х від ВМТ до ходу поршня S. Нанесення шкал починаємо з побудова відрізка АВ (для зручності побудови його величину беремо рівною 200 мм), потім відкласти відрізок ОА відповідний об'єму камери згоряння рівний
і для дизельних двигунів відрізок
Після побудови шкали за даними теплового розрахунку на діаграмі відкладаємо в обраному масштабі величини тисків у характерних точках a, c, z ', z, b і r.
Побудова політропи стиснення і розширення ми виробляємо аналітичним методом. При побудові координати проміжних точок розраховуються за рівнянням політропи
Для політропи стиснення
Для політропи розширення
У курсовій роботі значення
Враховуючи, що
Отримані результати заносимо в таблицю 2.1.
Таблиця 2.1 - Результати розрахунків для побудови індикаторної діаграми
| V x = V / V a | 1,00 | 0,67 | 0,50 | 0,33 | 0,20 | 0,13 | 0,10 | 0,09 | 0,07 |
| 1 / V x | 1,00 | 1,50 | 2,00 | 3,00 | 5,00 | 8,00 | 10,00 | 10,64 | 15,00 |
| розширення | 0,32 | 0,53 | 0,77 | 1,28 | 2,44 | 4,41 | 5,84 | 6,31 | 6,31 |
| випуск | 0,13 | 0,13 | 0,13 | 0,13 | 0,13 | 0,13 | 0,13 | 0,13 | 0,13 |
| впуск | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,13 |
| стиск | 0,08 | 0,14 | 0,20 | 0,33 | 0,62 | 1,13 | 1,50 | 1,62 | 3,79 |
Використовуючи шкалу S х / S, наносимо проміжні точки політропи стиснення і розширення, поєднуючи їх плавними кривими, які є відповідно політропи стиснення ac і політропи розширення zb. Поєднавши, тонкими лініями всі розрахункові точки, отримуємо розрахункову індикаторну діаграму. При розрахунку і побудові індикаторної діаграми використовуємо ліцензований програмний продукт «EXCEL».
Для отримання дійсної індикаторної діаграми "округляти" розрахункову діаграму на ділянках, що зображують процеси згоряння і впуску-випуску, так як показано на малюнку, з урахуванням кутів уприскування і займання палива, відкриття і закриття клапанів.
число циліндрів 4
n 1 = 1.35
P z = 10,38 МПа
P b = 0.44 МПа n = 1840
P r = 0.13 МПа D = 0.10S = 0.9
P a = 0.12 МПа
n 2 = 1.25
P c = 5,87 МПа
Ступінь стиснення
17, ступінь попереднього розширення 
1,34
3.2 Визначення зусиль, що діють на поршневий палець уздовж осі циліндра
Уздовж осі циліндра на поршень діє сила тиску газів і сили інерції зворотно-поступально рухомих мас.
Для зручності додавання сил тиску газів F r і сил інерції F j зворотно-поступально рухомих мас зображуємо їх в однаковому масштабі, що дозволяє графічно отримати сумарне зусилля, що діє на поршневий палець
Сили тиску газів визначаємо за формулою
, 
(68)
де P s - поточний тиск газів по індикаторної діаграмі, Па;
P o = 98100 - атмосферний тиск, Па;
D = 0,094 - діаметр циліндра, м.
Сила інерції F j складається з сил інерції першого F j1 і другого F j2 порядків
(69)
де m - приведена маса зворотно-поступально рухомих частин, кг.
Наведена маса зворотно-поступально рухомих частин складається з маси поршня і частини маси шатуна. У розрахунках приймаємо
m = m п +0,275 m ш;
m п = 254
= 1,76 кг;
m ш = 300 = 2,08 кг;
m = 1,76 +0,275
2,08 = 2,33 кг;
де маса поршня m п і маса шатуна m ш знайдені по величині питомої маси цих вузлів, тобто маси, віднесеної до площі поршня. Для тракторних двигунів величини питомих мас поршня і шатуна мають таке значення: m п = 254, m ш = 300
Сили тиску газів і сили інерції приймаємо позитивними, якщо вони діють до осі колінчастого вала, і негативними, якщо вони спрямовані від коленвала. Визначивши за формулами (35), (36) величини F r і F j для різних значень кута повороту кривошипа, будуємо графік залежності сумарного зусилля, що діє на поршень вздовж осі циліндра від кута α. Результат розрахунків зводимо в таблицю (дивись додаток).
Нормальну
(70)
і силу S, спрямовану вздовж осі шатуна
(71)
Силу S, що діє на шатунную шийку, розладнується на радіальну K ¢ і тангенціальну Т складові, що визначаються за формулами
(72)
(73)
Крім того, на шатунную шийку діє відцентрова сила
викликана обертанням мас шатуна, приведених до його нижньої голівці. Величину визначаємо за формулою
, (74)
де m НГШ = 0.725 m ш = 0,725 2,08 = 1,508 - маса шатуна, приведена до його нижньої голівці, кг.
Результуюча радіальна сила визначається алгебраїчною сумою складових і К ', тобто
(75)
Ступінь рівномірності обертання колінчастого вала при сталим режимі характеризується коефіцієнтом нерівномірності ходу
, (76)
де w max - максимальна кутова швидкість вала, рад / с;
w min - мінімальна кутова швидкість вала, рад / с;
w сер - середня кутова швидкість колінчатого валу, рад / с;
У той же час величина d визначається зі співвідношення
, (77)
де L хат - надлишкова робота крутного моменту, Дж;
I o - приведений до осі колінчастого вала момент інерції рухомих мас двигуна
.
Для визначення параметрів маховика необхідно знайти його момент інерції, який для тракторних двигунів дорівнює
I м = 0,825 I o, (78)
де I o визначається з (62), причому надлишкова робота Lізб береться з
співвідношень L хат / L ср = 0,17.
Середня робота крутного моменту
L ср = M ср Dj = M ср 4p, (79)
де Dj - один цикл роботи двигуна, виражений у радіанах (для чотиритактного двигуна Dj = 4p);
M ср - середній крутний момент.
I 0 = L хат / d w 2 = L ср 0,17 / d w 2
I 0 = М ср p 0,68 / d w 2
I М = 0,561 p М СР / d w 2
Для знаходження M ср побудуємо криву зміни сумарного крутного моменту двигуна як функцію кута повороту a.
Для побудови кривої моментів використовується графік дотичних сил Т, враховуючи, що для одного циліндра
M КРЦ = Т r
Визначення крутного моменту багатоциліндрового двигуна виробляємо шляхом підсумовування крутних моментів окремих циліндрів, для чого на графік М КРЦ першого циліндра накладають графіки М КРЦ інших циліндрів, враховуючи зсув фаз q
Для чотиритактних двигунів q = 720 0 / 4 = 180 0;
Підсумовування виробляємо як графічно, так і аналітично, табличним способом (дивись додаток)
Середній крутний момент
М ср = 318 Н м;
Отриману величину М ср контролюємо, використовуючи формулу
Н м (80)
де M е - ефективний крутний момент;
η хутро - механічний ККД
Помилка Δ = (М СР - М ср.гр). / М ср .. 100 = 0. Використовуючи формули (60), (61), (62), знаходимо I м.
Попередньо приймаємо, що середній діаметр маховика дорівнює
D ср = 2,5 S = 2,5 0,110 = 0,270 м, (81) де S - хід поршня.
Враховуючи, що
, (82)
де m м - маса маховика.
, (83)
, (84)
(85)
Зовнішній діаметр маховика вибирається з урахуванням умови міцності, яке виражається в тому, щоб окружна швидкість V м на ободі маховика не перевищувала допустимої (для чавунних маховиків V м ≤ 70м / с, для сталевих литих V м ≤ 100м / с, для сталевих штампованих V м ≤ 110м / с)
(86)
, Крутного моменту 
, Частоти обертання колінчастого вала 
, Годинного 
і питомої ефективного 
витрат палива в залежності від швидкісного і навантажувального режимів двигуна, що працює на регуляторі. Найчастіше регуляторну характеристику будуємо як залежність названих параметрів від частоти обертання колінчастого вала і крутного моменту двигуна. Регуляторна характеристика двигуна має дві гілки: безпосередньо регуляторну - при n e ³ n ен і зовнішню швидкісну або коректурні - при n e <n ен. На коректурної галузі характеристики значення ефективної потужності і питомої ефективної витрати палива розраховуємо в залежності від частоти обертання колінчастого вала двигуна за формулою
(87)
, (89)
де
- Досвідчені коефіцієнти, усереднені значення яких в залежності від типу двигуна.
- Відносна частота обертання колінчастого вала двигуна.
Інші параметри двигуна визначаємо з наступних співвідношень крутний момент двигуна
Часовий витрата палива
. (91)
На регуляторної гілки приймається, що момент і часовий витрата змінюються лінійно від номінальних значень до 
і 
при
,
де:
= 1.07 - коефіцієнт оборотів холостого ходу;
= 0.25 ... 0.3 .- коефіцієнт, що враховує частку витрат палива на
холостому ходу від номінального режиму.
Проміжні значення параметрів двигуна на регуляторної гілки визначаються по наступних співвідношеннях. Крутний момент на валу двигуна
. (92)
Часовий витрата палива
. (93)
Ефективна потужність
. (94)
Питома витрата палива
. (95)
Результати розрахунків і побудова теоретичної регуляторної характеристики наведено у додатку.
5. Розрахунок і побудова теоретичної тягової характеристики
Визначивши основні конструктивні та економічні характеристики (параметри) ДВС і трактора в цілому, будуємо тягову характеристику.
Тяговий характеристикою називають суміщені графіки залежності потужності N кр трактора, годинної витрати палива G т, питомої витрати палива q кр, робочої швидкості V р, буксування та тягового ККД в залежності від сили тяги на гаку. Тягова характеристика дозволяє отримати наочне уявлення про тягових і паливно-економічних показниках на різних режимах роботи трактора.
Основою для побудови теоретичної тягової характеристики служать:
- Тяговий розрахунок трактора,
- Регуляторна характеристика двигуна проектованого трактора,
- Залежність коефіцієнта буксування від сили тяги на гаку для заданого грунтового агрофону.
При розрахунку тягової характеристики трактора визначаємо величини теоретичної та дійсної швидкості
, Дотичній сили тяги і крюкові зусилля 
, Крюковою або тягової потужності 
, Питомої крюкові витрати палива 
на кожній передачі у функції від частоти обертання дизеля і а значення тягового ККД для номінальної частоти.
Розрахункові формули мають вигляд
(96)
(97)
де
- Коефіцієнт буксування.
При розрахунку коефіцієнта буксування використовуємо формули, отримані шляхом апроксимації усереднених досвідчених кривих буксування для різних агрофонів.
Для колісних тракторів
δ = (0,762 у-1, 646 у ² +1,404 у ³) / (10,167-32,5 φ +28,333 φ ²), при у> 0,5 (98)
δ = (0,29) / (10,167-32,5 φ +28,333 φ ²), при у ≤ 0,5
де
.
Дотична сила тяги, кН
. (99)
Сила опору коченню трактора, кН
. (100)
Крюкової зусилля, кН
. (101)
Крюковая потужність, кВт
. (102)
Питома крюковою витрата палива, г / кВт × год
. (103)
Тяговий ККД
(104)
Теоретична тягова характеристика показує, як в заданих грунтових умовах при усталеному русі на горизонтальній ділянці в залежності від навантаження на гаку трактора змінюються його основні експлуатаційні показники: буксування провідних органів, швидкість руху, тягова потужність, питома витрата палива і тяговий ККД трактора.
При розрахунку і побудові теоретичної тягової характеристики використовуємо ліцензований програмний продукт «EXCEL».
Література
1. Астахов М.В., Корнілов Є.І. Калуга: МГТУ ім. Н.Е. Баумана Калузький філія, 1998.
2. Чудаков Д.А. Основи теорії трактора і автомобіля. М.: Колос, 1972.
3. Ніколаєнко А.В. Теорія, конструкція та розрахунок автотракторних двигунів. М.: Колос, 1984.
4. Львів Є.Д. Теорія трактора. М.: Машгиз, 1952.
5. Балабін І.В., Прутін В.А. Автомобільні та тракторні колеса. Челябінськ, 1963.
Для отримання дійсної індикаторної діаграми "округляти" розрахункову діаграму на ділянках, що зображують процеси згоряння і впуску-випуску, так як показано на малюнку, з урахуванням кутів уприскування і займання палива, відкриття і закриття клапанів.
3. Розрахунок розгорнутої індикаторної діаграми
Вихідні данічисло циліндрів 4
n 1 = 1.35
P z = 10,38 МПа
P b = 0.44 МПа n = 1840
P r = 0.13 МПа D = 0.10S = 0.9
P a = 0.12 МПа
n 2 = 1.25
P c = 5,87 МПа
Ступінь стиснення
| впустити | 0 | 10 | 20 | 40 | 60 | 80 | 100 | 120 | 140 | 160 | 180 |
| стиснутий | 360 | - | 340 | 320 | 300 | 280 | 260 | 240 | 220 | 200 | - |
| Розширений | - | 370 | 380 | 400 | 420 | 440 | 460 | 480 | 500 | 520 | 540 |
| вип | 720 | - | 700 | 680 | 660 | 640 | 620 | 600 | 580 | 560 | - |
| - | 0 | 0,00 | 0,00 | 0,02 | 0,03 | 0,05 | 0,07 | 0,09 | 0,10 | 0,11 | 0,11 |
| - | 0 | 0,01 | 0,04 | 0,15 | 0,30 | 0,48 | 0,65 | 0,80 | 0,91 | 0,98 | 1,00 |
| - | 15 | 13,21 | 9,76 | 4,93 | 2,87 | 1,94 | 1,48 | 1,23 | 1,09 | 1,02 | 1,00 |
| впук. | 0,12 | - | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 |
| утисків. | 3,79 | - | 1,77 | 0,70 | 0,34 | 0,20 | 0,14 | 0,11 | 0,09 | 0,08 | - |
| Розширений. | - | 6,32 | 5,67 | 2,39 | 1,21 | 0,74 | 0,52 | 0,41 | 0,36 | 0,33 | 0,32 |
| вип. | 0,12 | - | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,12 | 0,22 | - |
3.1 Сили, що діють в кривошипно-шатунном механізмі
У кривошипно-шатунном механізмі діють сили від тиску газів F r, динамічні сили, виражені через фіктивні сили інерції F j і відцентрові K ¢ ¢, сили тертя і корисного опору.3.2 Визначення зусиль, що діють на поршневий палець уздовж осі циліндра
Уздовж осі циліндра на поршень діє сила тиску газів і сили інерції зворотно-поступально рухомих мас.
Для зручності додавання сил тиску газів F r і сил інерції F j зворотно-поступально рухомих мас зображуємо їх в однаковому масштабі, що дозволяє графічно отримати сумарне зусилля, що діє на поршневий палець
Сили тиску газів визначаємо за формулою
де P s - поточний тиск газів по індикаторної діаграмі, Па;
P o = 98100 - атмосферний тиск, Па;
D = 0,094 - діаметр циліндра, м.
Сила інерції F j складається з сил інерції першого F j1 і другого F j2 порядків
де m - приведена маса зворотно-поступально рухомих частин, кг.
Наведена маса зворотно-поступально рухомих частин складається з маси поршня і частини маси шатуна. У розрахунках приймаємо
m = m п +0,275 m ш;
m п = 254
m ш = 300
m = 1,76 +0,275
де маса поршня m п і маса шатуна m ш знайдені по величині питомої маси цих вузлів, тобто маси, віднесеної до площі поршня. Для тракторних двигунів величини питомих мас поршня і шатуна мають таке значення: m п = 254, m ш = 300
Сили тиску газів і сили інерції приймаємо позитивними, якщо вони діють до осі колінчастого вала, і негативними, якщо вони спрямовані від коленвала. Визначивши за формулами (35), (36) величини F r і F j для різних значень кута повороту кривошипа, будуємо графік залежності сумарного зусилля, що діє на поршень вздовж осі циліндра від кута α. Результат розрахунків зводимо в таблицю (дивись додаток).
3.3 Визначення зусиль, що діють на шатунную шийку колінчастого вала
Сумарна сила F Σ, діюча на поршневий палець, розкладаємо на дві складові (рис 1):Нормальну
і силу S, спрямовану вздовж осі шатуна
Силу S, що діє на шатунную шийку, розладнується на радіальну K ¢ і тангенціальну Т складові, що визначаються за формулами
Крім того, на шатунную шийку діє відцентрова сила
де m НГШ = 0.725
Результуюча радіальна сила визначається алгебраїчною сумою складових
Результати діючих зусиль наведено у додатку.
3.4 Визначення параметрів маховика
Основним призначенням маховика є забезпечення заданої рівномірності обертання колінчастого валу і можливості рушання трактора з місця. Причиною нерівномірності обертання колінчастого валу двигуна при сталим режимі є періодичний характер зміни крутного моменту.Ступінь рівномірності обертання колінчастого вала при сталим режимі характеризується коефіцієнтом нерівномірності ходу
де w max - максимальна кутова швидкість вала, рад / с;
w min - мінімальна кутова швидкість вала, рад / с;
w сер - середня кутова швидкість колінчатого валу, рад / с;
У той же час величина d визначається зі співвідношення
де L хат - надлишкова робота крутного моменту, Дж;
I o - приведений до осі колінчастого вала момент інерції рухомих мас двигуна
Для визначення параметрів маховика необхідно знайти його момент інерції, який для тракторних двигунів дорівнює
I м = 0,825 I o, (78)
де I o визначається з (62), причому надлишкова робота Lізб береться з
співвідношень L хат / L ср = 0,17.
Середня робота крутного моменту
L ср = M ср Dj = M ср
де Dj - один цикл роботи двигуна, виражений у радіанах (для чотиритактного двигуна Dj = 4p);
M ср - середній крутний момент.
I 0 = L хат / d
I 0 = М ср
I М = 0,561
Для знаходження M ср побудуємо криву зміни сумарного крутного моменту двигуна як функцію кута повороту a.
Для побудови кривої моментів використовується графік дотичних сил Т, враховуючи, що для одного циліндра
M КРЦ = Т
Визначення крутного моменту багатоциліндрового двигуна виробляємо шляхом підсумовування крутних моментів окремих циліндрів, для чого на графік М КРЦ першого циліндра накладають графіки М КРЦ інших циліндрів, враховуючи зсув фаз q
Для чотиритактних двигунів q = 720 0 / 4 = 180 0;
Підсумовування виробляємо як графічно, так і аналітично, табличним способом (дивись додаток)
Середній крутний момент
М ср = 318 Н
Отриману величину М ср контролюємо, використовуючи формулу
де M е - ефективний крутний момент;
η хутро - механічний ККД
Помилка Δ = (М СР - М ср.гр). / М ср ..
Попередньо приймаємо, що середній діаметр маховика дорівнює
D ср = 2,5 S = 2,5
Враховуючи, що
де m м - маса маховика.
Зовнішній діаметр маховика вибирається з урахуванням умови міцності, яке виражається в тому, щоб окружна швидкість V м на ободі маховика не перевищувала допустимої (для чавунних маховиків V м ≤ 70м / с, для сталевих литих V м ≤ 100м / с, для сталевих штампованих V м ≤ 110м / с)
4. Побудова теоретичної регуляторної характеристики
Регуляторна характеристика тракторного двигуна показує залежність ефективної потужностіде
Інші параметри двигуна визначаємо з наступних співвідношень крутний момент двигуна
Часовий витрата палива
На регуляторної гілки приймається, що момент
де:
холостому ходу від номінального режиму.
Проміжні значення параметрів двигуна на регуляторної гілки визначаються по наступних співвідношеннях. Крутний момент на валу двигуна
Часовий витрата палива
Ефективна потужність
Питома витрата палива
Результати розрахунків і побудова теоретичної регуляторної характеристики наведено у додатку.
5. Розрахунок і побудова теоретичної тягової характеристики
Визначивши основні конструктивні та економічні характеристики (параметри) ДВС і трактора в цілому, будуємо тягову характеристику.
Тяговий характеристикою називають суміщені графіки залежності потужності N кр трактора, годинної витрати палива G т, питомої витрати палива q кр, робочої швидкості V р, буксування та тягового ККД в залежності від сили тяги на гаку. Тягова характеристика дозволяє отримати наочне уявлення про тягових і паливно-економічних показниках на різних режимах роботи трактора.
Основою для побудови теоретичної тягової характеристики служать:
- Тяговий розрахунок трактора,
- Регуляторна характеристика двигуна проектованого трактора,
- Залежність коефіцієнта буксування від сили тяги на гаку для заданого грунтового агрофону.
При розрахунку тягової характеристики трактора визначаємо величини теоретичної та дійсної швидкості
Розрахункові формули мають вигляд
де
При розрахунку коефіцієнта буксування використовуємо формули, отримані шляхом апроксимації усереднених досвідчених кривих буксування для різних агрофонів.
Для колісних тракторів
δ = (0,762
δ = (0,29) / (10,167-32,5
де
Дотична сила тяги, кН
Сила опору коченню трактора, кН
Крюкової зусилля, кН
Крюковая потужність, кВт
Питома крюковою витрата палива, г / кВт × год
Тяговий ККД
Теоретична тягова характеристика показує, як в заданих грунтових умовах при усталеному русі на горизонтальній ділянці в залежності від навантаження на гаку трактора змінюються його основні експлуатаційні показники: буксування провідних органів, швидкість руху, тягова потужність, питома витрата палива і тяговий ККД трактора.
При розрахунку і побудові теоретичної тягової характеристики використовуємо ліцензований програмний продукт «EXCEL».
Література
1. Астахов М.В., Корнілов Є.І. Калуга: МГТУ ім. Н.Е. Баумана Калузький філія, 1998.
2. Чудаков Д.А. Основи теорії трактора і автомобіля. М.: Колос, 1972.
3. Ніколаєнко А.В. Теорія, конструкція та розрахунок автотракторних двигунів. М.: Колос, 1984.
4. Львів Є.Д. Теорія трактора. М.: Машгиз, 1952.
5. Балабін І.В., Прутін В.А. Автомобільні та тракторні колеса. Челябінськ, 1963.