Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет и выбор типа двигателя трактора МТЗ-82

УДК 629.33.001.24(075)+ 629.3.014.2.001.24(075)

РЕФЕРАТ

Курсовой проект содержи 72 с. машинописного текста, 20 рисунков, 5 таблиц, 3 использованных источника.

МОЩНОСТЬ, ДВИГАТЕЛЬ, СИЛА ТЯГИ, СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО, ТЯГОВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА, НАГРУЗКА НА ОСИ, УСТОЙЧИВОСТЬ МАШИНЫ.

Результатом выполнения работы являются: определение мощности и выбор типа двигателя; определение основных размеров и параметров двигателя; расчет и построение скоростной характеристики двигателя; определение и выбор передаточных чисел трансмиссии; расчет и построение тягово-динамических характеристик; анализ тяговых свойств машины; определение нагрузок на оси и колеса машины; определение поперечной и продольной устойчивости машины; определение производительности машины.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение………………………………………………………………...…………4

Определение мощности и выбор типа двигателя.......……………..………...5
Расчет и построение скоростной характеристики двигателя……………….9
Определение и выбор передаточных чисел трансмиссии…………..……..13
Расчет и построение тяговой характеристики……………………..……….19
Анализ тяговой характеристики……………………………………….……35
Определение нагрузок на оси и колеса машины………….………..………38
Продольная и поперечная устойчивость машин…………………..……….44
Выбор основных узлов………………………….……..…………………….47
Расчет производительности………………..………........…..……..…...…...63
Расчет узла………………………..……………………………………..…....66

Заключение………………………………..……………………………………...70

Список использованных источников.…………………………………………..72

Введение

Лесные машины - сложные агрегаты и требования, предъявляемые к ним, настолько разнообразны, что для их удовлетворения необходимо наличие ряда эксплуатационных качеств, которые в комплексе должны характеризовать эффективность машин в тех или иных условиях эксплуатации. Чтобы иметь возможность оценить влияние отдельных эксплуатационных качеств на общую эффективность машины, нужно установить объективные, научно обоснованные измерители этих качеств и методику их определения. Правильный выбор эксплуатационных качеств и их оценочных измерителей, понимание связи между показателями, принятыми для характеристики машины, ее реальной эффективностью в эксплуатационных условиях все это имеет существенное значение для дальнейшего технического прогресса отечественного машиностроения.

Теория лесных машин - одна из дисциплин, изучающих эксплуатационные качества машин. Ее задачи: выбор и характеристика важнейших эксплуатационных качеств, исследование влияния, оказываемого на них различными конструктивными и эксплуатационными факторами, обоснование измерителей, которые позволяют объективно оценивать эксплуатационные качества, разработка методов определения этих измерителей. В конечном счете, задача теории лесных машин заключается в создания научных основ для дальнейшего совершенствования конструкций этих машин и повышении эффективности их использования.

От надежности и производительности работы машин по выращиванию леса, заготовке и переработке древесины зависит ритмичная, устойчивая круглогодовая работа лесных, лесозаготовительных и деревообрабатывающих предприятий. Поэтому инженеру-механику важно знать основы теории, конструкцию и расчет лесных и лесохозяйственных машин.

1 Определение мощности и выбор типа двигателя

1.1. Определение мощности двигателя

Мощность двигателя для лесохозяйственного трактора находят из условий реализации оптимального тягового усилия Р_{кр
оп} на заданной скорости.

(1.1)

где - оптимальная сила тяги, Н;

- заданная (теоретическая) скорость движения трактора на 1 основной передаче, км/ч;

G_p - расчетная сила тяжести трактора, Н;

г_тр - КПД трансмиссии на 1 основной передаче;

г_г - коэффициент, учитывающий потери на трение в шарнирах и зацеплении на ведущем участке гусеницы;

f- коэффициент сопротивления качению.

Оптимальным тяговым усилием трактора называется такое крюковое усилие, которое соответствует максимуму тягового КПД при номинальной мощности двигателя.

Номинальное усилие - это наибольшее тяговое усилие, которое трактор развивает при допустимом буксовании на стерне. Номинальное тяговое усилие определяет класс трактора. Максимум тягового КПД для различных почвенных условий достигается при разном значении тягового усилия. Поэтому для одного и того же трактора значение оптимального тягового усилия зависит от почвенных условий.

От массы трактора во многом зависят тяговые и экономические качества трактора:’ при чрезмерно большой массе велики затраты на перекатывание, наоборот, уменьшение массы вызывает повышение потерь на буксование. Поэтому при работе с любой силой тяги целесообразно каждый раз иметь оптимальную массу, когда сумма затрат энергии на перекатывание и буксование при прочих равных условиях имела бы минимальное значение.

Коэффициент сопротивления качению f при определении мощности двигателя следует принимать равным: для колесных тракторов с колесной формулой 4x2 - 0,12; для колесных тракторов с колесной формулой 4x4 - 0,10; для гусеничных тракторов - 0,08.

Расчетную эксплуатационную массу находят из условия получения заданного оптимального тягового усилия на первой основной передаче в заданных условиях. Эта масса определяется по формуле

(1.2)

где g - ускорение свободного падения, м/

(1.3)

где - коэффициент нагрузки ведущих колес трактора, =1,00;

- оптимальное значение коэффициента использования сцепления.

(1.4)

где b – параметр, определяемый по формуле

(1.5)

где и f — коэффициенты сцепления и качения (приложения 1 и 2); m - коэффициент интенсивности буксования (приложение 4).

Расчетная сила тяжести трактора равна

Коэффициент полезного действия трансмиссии колесного трактора принимается в пределах 0,8...0,85, принимаем =0,8.

Определим мощность двигателя

Принимаем двигатель Д-240 со следующими характеристиками: = 55,0 кВт; n_ен = 2200; g_eн = 245,0 г/кВт.

Определим основные размеры двигателя, то есть диаметр цилиндра d и ход поршня S.

Определение диаметра цилиндра (мм) производится по формуле:

(1.6)

где - число тактов рабочего цикла, = 4;

р_е - среднее эффективное давление, р_е = 0,85 МПа;

i - число цилиндров, i = 4;

- отношение хода поршня к диаметру цилиндра, = 1,1;

n - частота вращения коленчатого вала, n = 2200 мин^-1.

Ход поршня рассчитывается по формуле

(1.7)

В проекте необходимо вычислить и оценить следующие основные параметры двигателя:

литровую мощность (кВт/л)

(1.8)

где - рабочий объем цилиндра, л.

(1.9)

удельную массу двигателя (кг/кВт)

(1.10)

где - сухая масса двигателя, кг;

среднюю скорость поршня

(1.11)

где S - ход поршня, м.

Полученные значения основных параметров двигателя находятся в пределах допустимых значений.

2 Расчет и построение скоростной характеристики двигателя

Скоростная характеристика двигателя с некоторым приближением может быть рассчитана по эмпирическим формулам С. Р. Лейдермана:

(2.1)

(2.2)

(2.3)

(2.4)

где N_eн - максимальная мощность двигателя, кВт;

п - искомая частота вращения коленчатого вала двигателя, мин^-1;

п_ен - частота вращения, соответствующая максимальной мощности, мин^-1;

М_е - крутящий момент двигателя, Нм

geн - удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя,

г/(кВтч);

А, В, Ао, В₀, Со - постоянные коэффициенты Лейдермана.

Для дизельных двигателей А = 0,87; В= 1,13; Ао = 1,55; В₀ = 1,55; и Со

= 1,00.

Отношение частоты вращения (п/п_ен) следует принимать в пределах (0,4...1,0) п_ен. Значения параметров скоростной характеристики вычисляется не менее чем для 6 точек. Целесообразно отношение частот брать кратным:

п = (0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 0,9; 1,0) п_ен

то есть

n =.880; 1100; 1320; 1760; 1980; 2200 мин^-1.

Результаты расчетов скоростной характеристики:

Скоростная характеристика двигателя показана на рисунке 2.1

3 Определение и выбор передаточных чисел трансмиссии

Трансмиссия тракторов и автомобилей должна обеспечивать необходимый диапазон скоростей и тяговых усилий. Промежуточные силы тяги и скорости движения выбираются в зависимости от возможных условий использования машины. При большой тяговой нагрузке передаточные числа трансмиссии должны обеспечивать нужные максимальные моменты на ведущих колесах. Для легких работ необходимы передаточные числа, позволяющие получать наибольшие скорости движения при поддерживаемой регулятором частоте вращения вала двигателя и заданном радиусе качения ведущих колес.

При расчетах желательно распределять общее передаточное число трансмиссии так, чтобы главная передача и детали заднего моста тракторов были нагружены возможно меньше, для этого большие передаточные числа относятся к конечным передачам.

Во время работы машины в разных условиях требуется маневрировать скоростями для получения возможно большей эффективности. В связи с этим определенное значение имеют интервалы между соседними скоростями и тяговыми усилиями, а также число ступеней трансмиссии.

Переходы с одной передачи на другую уменьшают или повышают степень использования мощности двигателя и существенно влияют на производительность и топливную экономичность работы машины.

Отношения передаточных чисел могут быть выбраны по принципу одинаковой степени изменения нагрузки двигателя при переходе с одной передачи на соседнюю, т. е. чтобы крутящие моменты двигателя, а, следовательно, и коэффициенты нагрузки изменялись в одинаковых пределах при работе машины на всех передачах.

Из-за специфики условий работы методы выбора передаточных чисел трансмиссий колесных и гусеничных машин имеют некоторые особенности.

Наиболее распространенный метод определения передаточных чисел трансмиссии базируется на том, что ряд основных передач строится по принципу геометрической прогрессии. Знаменатель геометрической прогрессии определяется по формуле

(3.1)

где Р_к.оп = Р _кр.оп+ f G_p - оптимальная касательная сила тяги на первой основной передаче;

m – число основных передач;

– минимальная касательная сила тяги на высшей основной передаче;

– минимальное рабочее тяговой усилие на высшей основной передаче.

Минимальное тяговое усилие определяется по формуле

(3.2)

где - диапазон рабочих тяговых усилий проектируемого класса.

Значением задаются, имея ввиду, что для универсальнопропашных тракторов = 2...2,5; для тракторов общего значения

=1,8. ..2,2.

Минимальное тяговое усилие

Минимальная касательная сила тяги на высшей основной передаче

Знаменатель геометрической прогрессии

Передаточное число трансмиссии, соответствующее первой передаче, находят по формуле

(3.3)

где R_д - динамический радиус ведущих колес, м.

Радиус качения ведущих колес тракторов рассчитывают по следующей формуле:

(3.4)

где dиb_k- наружный диаметр обода и ширина профиля покрышки, мм. Нагрузка на одно колесо рассчитывается по формуле

Выбираем шину 420-965 (15,5-38)Р; размер в мм (в дюймах). Вычисляем динамический радиус колеса (м)

Передаточное число трансмиссии, соответствующее первой передаче

Значение передаточных чисел трансмиссии на промежуточных передачах распределяется по закону геометрической прогрессии, что обеспечивает постоянство скорости движения машин в момент перехода на смежную передачу и дает одинаковую степень изменения нагрузки двигателя. При распределении передаточных чисел по геометрической прогрессии справедлива зависимость:

(3.5)

где …K_m - передаточные числа трансмиссии на соответствующих передачах;

g - знаменатель геометрической прогрессии.

Общее передаточное число трансмиссии представляет собой произведение из передаточных чисел механизмов, составляющих трансмиссию,

(3.6)

где - соответственно передаточные числа коробки передач,

центральной или главной передачи, планетарного механизма поворота и конечной или бортовой передачи. Расчеты для резервных передач выполняют, исходя из условия, что они продолжают ряд основных передач и строятся по тому же закону.

Для определения передаточных чисел трансмиссии на транспортных передачах используют формулу (1.18), значение высшей транспортной скорости берут из задания.

(3.7)

Если транспортных передач две, то промежуточная скорость находится как среднегеометрическая величина между высшей транспортной и высшей основной скоростью V_z.

(2.8)

Далее определяют передаточное число промежуточной передачи, используя формулу (1.18).

По аналогии с существующими тракторами, однотипными с проектируемыми, выбирают передаточные числа центральной, планетарного механизма и конечной передач, которые у отечественных тракторов находятся в пределах:

-для колесных тракторов i_u = 2,5...4,1; i₆ = 3,8...6.2.

Принимаем i_ц = 4; i₆ = 6.

Подбирая значения следует большие значения передаточных

чисел принимать в планетарном редукторе и бортовой передаче, чтобы разгрузить от больших крутящих моментов коробку передач и механизмы поворота.

Передаточные числа в коробке передач вычисляются по формуле:

на первой передаче

на второй передаче

на m-й передаче

Вычисленные передаточные числа следует сравнить с существующими их величинами на выполненных моделях и при необходимости провести их перерасчет, задавшись другими значениями Вычисленные

передаточные числа являются ориентировочными и при практическом выборе числа зубьев шестерен их приходится корректировать.

Общее передаточное отношение трансмиссии на разных передачах равно:

4 Расчет и построение тяговой характеристики трактора

4.1 Построение кривой буксования ведущих колес

Кривую буксования используют при расчете действительной скорости движения трактора. Она являемся общей для всех передач в связи с тем, что буксование ведущих колее зависит только от тягового усилия. График зависимости буксования от тягового усилия строят, используя экспериментальные тяговые характеристики выпускаемых тракторов такого же тягового класса, снятые в аналогичных заданному почвенных условиях, или по осредненным зависимостям буксования от коэффициента использования сцепления. При проектировании новых тракторов целесообразно использовать теоретическую кривую буксования с заданными конкретными условиями движения. Методика построения графика кривой буксования этим способом заключается в следующем. Принимают ряд произвольных значений от нуля до значения, превышающею в 1,3... 1,5 раза. Определяют для этих точек коэффициент использования сцепления по формуле (1.5). Для ориентировочных расчетов сцепную силу тяжести принимают постоянной.

В случае, если заданы коэффициенты φ, f и m, то кривую буксования строят, используя следующую зависимость

(4.1)

где

Порядок построения кривой буксования следующий: задаются значениями

от 0,1 до через каждые 0,1 и вычисляют соответствующие значения по формуле (1.24). Значение Р_кр определяется согласно зависимости

Параметр b рассчитан в разделе 1, b =14,3

Таблица 4.1 - Данные для построения кривой буксования

37333,33	37333,33	37333,33	37333,33	37333,33
0,1	0,2	0,3	0,4	0,5
3733,33	7466,66	11200	14933,33	18666,67
0,015	0,035	0,063	0,1118	0,436

Рисунок 4.1 - Кривая буксования

4.2. Расчет и построение тяговой характеристики

Для построения тяговой характеристики трактора необходимо определить на каждой передаче значение тягово-динамических и топливно-экономических показателей, соответствующих трем основным режимам работы машины: холостой ход Р_кр = 0, режим Р_кр.н , соответствующий номинальной нагрузке двигателя и режим максимальной перегрузки Р_кр.max. К определяемым показателям относятся касательная сила и крюковое усилие, действительная скорость движения, тяговая мощность, тяговый КПД, удельный расход топлива.

Для определения показателей тяговой характеристики необходимо использовать параметры скоростной характеристики двигателя, рассчитав дополнительно следующие показатели.

Частота вращения холостого хода

(4.2)

где δ_Р - степень неравномерности регулятора числа оборотов (у тракторных дизелей δ_Р =0,06...0,08), принимаем 0,07.

Эффективная мощность при максимальном крутящем моменте

(4.3)

Эффективная мощность при максимальном крутящем моменте равна

Часовой расход топлива при холостой работе

(4.4)

Часовой расход топлива при максимальном крутящем моменте

(4.5)

где g_eo - удельный расход топлива при М_{е mах}

Режим работы	n, об/мин	М_е, нм	N_e, кВт	,
Холостой ход	2354	0	0	4,035	∞
Номинальная мощность	2200	238,75	55	13,45	245
Максимальный крутящий момент	1320	283,75	37,67	11,066	294

Касательная сила тяги определяется по формулам: на номинальном режиме:

(4.6)

на режиме максимального крутящего момента:

(4.7)

при = 0, т. е. на холостом ходу:

Подсчитанные значения , особенно для режима максимального крутящего момента, следует проверить на возможность реализации по сцеплению. Для этого находят из графика Ркр.mах по сцеплению и далее определяют Р_к._max, которое можно реализовать по сцеплению:

КПД трансмиссии принимают постоянным.

Крюковое усилие определяется по выражению:

(4.8)

- на номинальном режиме:

на режиме максимального крутящего момента:

При расчете ориентировочно принимают эксплуатационную массу тяжести трактора постоянной и равной G_p.

Для холостой работы трактора принимают:

^-1

то есть частота вращения двигателя снижается примерно на 20 об/мин, по сравнению с холостой работой двигателя, за счет затраты части его мощности на холостой ход трактора. Для двух остальных режимов частоту вращения принимают равной п_ен и п_m.

Теоретическая скорость движения определяется по формуле:

(4.9)

- на режиме холостого хода:

- на номинальном режиме:

- на максимальном крутящем моменте:

где - текущее значение частоты вращения вала двигателя, об/мин;

К - общее передаточное число трансмиссии на соответствующей передаче.

Действительная скорость движения трактора равна:

(4.10)

при холостом ходе трактора Р_кр=0 и =0 для двух остальных режимов работы величину коэффициента буксования определяют, пользуясь рисунком 2 и найденными выше значениями Р_кр.

- на номинальном режиме:

- на максимальном крутящем моменте:

Тяговая мощность трактора равна:

(4.11)

- на номинальном режиме:

- на максимальном крутящем моменте:

Тяговый КПД определяют, как и для двух режимов.

(4.12)

-на номинальном режиме:

- на режиме максимального крутящего момента:

Расчет и выбор типа двигателя трактора МТЗ-82