Расчёт колёсного трактора МТЗ-82

продолжениеывадфППроПП

                                             Содержание

Введение.

Глава I   Тяговый расчет трактора.

Глава II  Тепловой расчет.

Глава III Динамический расчет, кривошипно-шатунного механизма.

Глава IV Расчет систем двигателя.

Глава V.Расчет и построение тяговых и динамических характеристик трактора

Заключение

Литература

 

 

 

Введение

В курсовом проекте производится расчет трактора на баз прототипа  МТЗ-82 имеющий двигатель Д-240л.

Прототип двигателя трактора МТЗ-82 обладает следующими характеристиками:

-тяговый класс трактора:1.4

- номинальное тяговое  усилие трактора 14 кН;

-конструктивная масса:3200 кг;

- габаритные размеры, мм: 3930×1970×2485;

- колея колес: 1200-1800 мм;

- дорожный просвет: 470 мм;

Расчётные скорости движения и тяговые усилия км/ч, кН, на передачах

скорости                       усилия

                        I                  2,50                                14,00

                       II                 4,26                                14,00

                       III             7,24                              14,00

                        IV                8,90                              14,00

                        V                10,54                              11,50

                        VI               12,33                              9,5

                        VII              15,15                              7,5

                        VIII             17,95                              6,0

                        IX                33,38                             2,5

-модель двигателя:Д-240Л;

- число и расположение цилиндров 4Р;

- мощность двигателя: 58,86;

- номинальная частота  вращения:2200 мин^-1  ;

- рабочий объем цилиндров:4,75 л;

- диаметр цилиндра:110мм;

- ход поршня:125мм;

- степень сжатия:16;

- среднее эффективное  давление 0,677мПа;

- удельный расход топлива  238 г/кВт^-2;

I.Тяговый расчет трактора.

Тяговым расчетом определяется: полная масса трактора, расчетные скорости движения, передаточные числа трансмиссии и мощность двигателя. Исходными данными для расчета являются: назначение, тяговый класс и конструктивней прототип проектируемого трактора.

1.Расчетный тяговый  диапазон

,

где P_н - номинальная сила тяги на крюке трактора заданного

класса, кН;

P^'_н  - номинальная сила тяги на крюке, установленная по типажу для трактора предыдущего класса, кН. Принимаем P^'_н =9;

ε = 1,25...1,30 – коэффициент. Принимаем ε=1,25;

2. Масса трактора

Максимальная масса проектируемого трактора должна быть достаточной для получения номинальной силы тяги на крюке при работе в расчетных условиях с допустимым буксованием и находится по уравнению:

 

, кг

 

кг

 

где: P_н - номинальная сила тяги на крюке проектируемого трактора(14000Н);

- коэффициент использования сцепной массы трактора, который можно допустить в расчетных почвенных условиях. Для колесных тракторов = 0,50...0,60. Принимаем =0,5;

  - коэффициент нагрузки ведущих колес. Для гусеничных тракторов и колесных тракторов со всеми ведущими колесами = 1, для колесных тракторов с задними ведущими колесами   =0,75...0,80. Принимаем =0,8;

  - коэффициент сопротивления качению. Принимаем =0,15 .

g – 9,81 м/с² - ускорение свободного падения.

     Эксплуатационная  масса проектируемого трактора, принимаемая по прототипу, определяется  по выражению

      

где m₀ - конструктивная масса трактора(3200), кг. Коэффициентом 1,07...1,1 учитываются массы заправочных материалов, инструмента  дополнительного оборудования и тракториста.Принимаем=1,1.

      

G=mg= 9,81 3520=34531,2Н=34,5312кН

 

3.Номинальная мощность скорость  движения. Структура передач.

Выбор номинальных скоростей  движения начинается с определения диапазона основных скоростей - отношения высшей основной скорости к низшей:

,                                     

 

    Ряд основных передач при применении коробок передач обычного типа с подвижными шестернями строят по принципу геометрической прогрессии со знаменателем прогрессии

,

где z   - число основных передач (скоростей) для движения вперед.

Основные скорости:

V_н1=9км/ч

V_н2=1,1780 9=10,602 км/ч

V_н3=1,1780 9=12,4891 км/ч

V_н4=1,1780 9=14,712 км/ч

V_н5=1,1780 9=17,331 км/ч

V_н6=1,1780 9=20,415 км/ч

V_н7=1,1780 9=24,05 км/ч

V_н8=1,1780 9=28,331 км/ч

V_н9=1,1780 9=33,373 км/ч

 

 

Резервную скорость можно  принимать равной:

,

 

4. Размеры ведущих колес и  расчетный радиус колеса.

   Для колесного трактора с колесной формулой 4 2 шины подбираются     по нагрузке на шину одного колеса

 

,

                                   

    Расчетный радиус колеса приближенно определяют по эмпирической формуле

в=0,5 147,32+(0,8 30,48)=72,644

 

где d — наружный диаметр обода колеса, на который монтируется шина;

 в - ширина профиля шины.

 

5. Передаточные числа трансмиссии  и уточнение расчетных скоростей                     

движения.

Передаточное число первой передачи определяется по формуле:

 

,

где r_k – радиус колеса;

n_н – 2200 об/мин^-1;

передаточное число главной  передачи i_o принимается по прототипу.

Подбор числа зубьев шестерен первой передачи прототипа:

  

Корректируем

Принимаем i_k1=3,783 число зубьев соответственно

z₆=43, z₅=31, z₁₂=30, z₁₁=28, z₄=35, z₁₄=22, z₇=40, z₈=25     

Передаточное число второй передачи:

Передаточное число третьей  передачи:

Передаточное число четвертой  передачи:

Передаточное число пятой передачи:

Передаточное число шестой передачи:

Передаточное число седьмой передачи:

Передаточное число восьмой передачи:

Передаточное число девятой передачи:

Также  как для первой передачи, определяются уточненные        (действительные) передаточные числа  коробки передач и соответствующие  им   расчетные скорости  трактора:

,

       

    

    

    

                                                

 

6. Номинальная мощность двигателя

Номинальная мощность двигателя  определяется из условия реализации номинального тягового усилия  P_н  на первой основной скорости движения:

, 

 

  кВт

где    P_н - номинальная сила тяги на крюке, Н ;

         m - масса трактора, кг;

         f - коэффициент сопротивления качению;

        V_н1 - номинальная скорость движения на первой основной передаче, км/ч;

           - механический КПД трансмиссии, определяемый по эмпирической формуле;

         η_тр=(1-ε*m_n*m_k)=0,99⁴*0,98¹(1-0,03*1)=0,918

x_э - коэффициент эксплуатационной нагрузки двигателя = 0,85;

         g = 9,81 м/с² - ускорение свободного падения тел.

Таблица данных тягового расчета

 

Рн кН	Р,н кН	δТ	m, кг	G,  кН	Расчетные  скорости трактора, км/с									Nн ; кВт
					1	2	3	4	5	6	7	8	9
14	9	1,9444	3520	34,5312	8,828	10,400	12,251	14,432	16,995	20,021	23,584	27,783	32,741	57,302

 

 

 

II.Тепловой расчет двигателя.

В процессе теплового  расчета должны быть определены параметры состояния рабочего тела, соответствующие характерным точкам цикла, индикаторные и эффективные показатели двигателя, диаметр цилиндра и ход поршня, построены индикаторная диаграмма и скоростная характеристика двигателя.

Тепловой  расчет производится для режима номинальной  мощности дизеля, а карбюраторного двигателя, работающего с ограничителем, для режима максимальной мощности. Последовательность выполнения теплового расчета:

-выбор и обоснование исходных данных к расчету;

-определение параметров состояния рабочего тела;

-определение индикаторных и эффективных показателей двигателя;

-определения диаметра цилиндра и хода поршня;

-построение индикаторной диаграммы и скоростной характеристики двигателя.

1. Выбор и обоснование исходных  данных к тепловому расчету

 

Таблица 2. Исходные данные

P0, МПа	Т0, 0К	ε	Pг,  МПа	Tг, 0K	Т,°К	α	n1	n2	ξ	λ
0,1	290	16	0,11	800	10	1,5	1,38	1,25	0,75	1,6

 

а) Давление и температура остаточных газов.

Давление остаточных газов  P_г в основном зависит от числа и расположения клапанов и их размеров, сопротивление выпускаемого тракта, быстроходности двигателя, системы охлаждения и др.

Для карбюраторных двигателей:

Р_г= ( 1,05….1,1)* Р₀=1,1* 0,1= 0,11 МПа

Температура остаточных газов Т_г зависит от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения, коэффициента избытка воздуха, степени догорания топлива в процессе расширения, нагрузки и для выполненных конструкций двигателей имеют значения:

для дизельных двигателей:

Т_г = 700….950⁰К, принимаю Т_г =800⁰К

б) Подогрев свежего заряда.

Величина подогрева свежего  заряда Т зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, быстроходности двигателя,  наддува и других факторов;

Для дизельных двигателей без надува:

Т = 10…30⁰К.

Принимаю Т = 10⁰.

в) Коэффициент избытка воздуха.

Коэффициент избытка воздуха  определяется типом двигателя и  способом смесеобразования. Т.к проектируемый  двигатель дизельный с неразделёнными камерами сгорания и объёмным смесеобразованием α=1,5….1,8;

Принимаю α=1,5.

г) Топливо.

Для тракторных двигателей применяется дизельное топливо (ГОСТ 305-82).

 

Таблица 3. Элементарный состав и теплота сгорания топлива.

Топливо	Содержание в массовых долях			Молекулярная масса топлива μг,	Низшая теплота сгорания Qн,
	С	Н	О
Дизель	0,870	0,125	0,005	180…200	42500

 

д) Показатели политроп сжатия и расширения.

Средний показатель политропы  сжатия n₁ зависит от частоты вращения вала двигателя, степени сжатия, формы камеры сгорания, размера цилиндра, материала поршня и головки цилиндров, теплообмена и других факторов.

Для дизелей с неразделёнными камерами сгорания n₁=1,38…1,4. Принимаю n₁=1,38.

Средний показатель политропы  расширения n₂=1,2….1,27. Принимаю n₂=1,25.

е) Коэффициент использования тепла.

Коэффициент использования тепла ξ выражает долю тепла используемого на участке  видимого сгорания на увеличение внутренней энергии и совершенствования  работы. Величина его зависит от  конструкций параметров двигателя, режима работы и регулировки двигателя, способа смесеобразования, формы  камеры сгорания и других факторов.

Для дизелей с неразделёнными камерами сгорания ξ=0,75…0,85.

Принимаю ξ=0,75.

ж) Степень повышения давления.

Для дизелей с нераздельными камерами сгорания и объёмным смесеобразованием  λ=1,6…2,0

Принимаем  λ=1,6.

2. Определение параметров состояния  рабочего тела

После выбора и обоснования  исходных данных для процессов впуска, сжатия, расширения и выпуска должны быть определенны давление и температура  в характерных точках индикаторной диаграммы.

2.1. Процесс впуска:

2.1.1. Давление в конце впуска

где - потери давления вследствие сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда  в цилиндре.

Потери давления приближенного  определяют по уравнению Бернулли:

,

где - коэффициент затухания скорости движения заряда;

-коэффициент сопротивления воздуха  впускной системы;

По опытным данным в  современных автотракторных двигателях на номинальном режиме работы:

 

( ²+ )= 2,5…3,5. Принимаю ( ²+ )=2,5.

- средняя скорость движения  заряда в наименьшем сечении  впускной системы;

=70…130 м/c. Принимаю

- плотность заряда на впуске;

Плотность заряда на впуске определяется по уровню состояния идеального газа

где R - удельная газовая постоянная воздуха, R=287 Дж/кг°К.

 

2.1.2. Коэффициент остаточных газов

γ_г=

    

2.1.3. Температура в конце впуска

 

2.1.4. Коэффициент наполнения

 

2.2. Процесс сжатия:

2.2.1. Давление в конце сжатия

2.2.2. Температура в конце сжатия

2.3. Процесс сгорания:

2.3.1. Теоретическая необходимость  количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

где  С,Н,О - массовые доли соответственно углерода, водорода и кислорода в элементарном составе топлива.

0,21 - объемное содержание кислорода в 1кг воздуха;

2.3.2. Количество молей свежего заряда.

 

где α=1,5 - коэффициент избытка воздуха;

μ_Т =110….120 кмоль/кг, принимаем μ_Т =115;

 

2.3.3. Количество молей продуктов сгорания:

При α>1 (сгорание в дизелях):

 

 

2.3.4. Действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси;

где - коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси.

2.3.5. Температура и давления в конце видимого сгорания.

В общем виде уравнение  сгорания имеет вид для карбюраторных (α>1)

где - коэффициент использования тепла;

λ=1,6 – степень повышения давления;

Q_н =42500 - низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг;

μС_vc и μС_vz - средние мольные теплоемкости при постоянном объеме, соответственно рабочей смеси и продуктов сгорания, кДж/кмоль⁰к.

Подставив значения теплоемкостей, уравнение сгорания должно быть приведено к виду:

и определена температура  в конце видимого сгорания:

Давления в конце видимого сгорания;

Степень предварительного расширения в дизеле находится по выражения:

2.4. Процесс расширения:

В процессе расширения происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу. Давление Р_в и температура Т_в газов в конце расширения определяются по уравнениям политропного процесса.

, мПа                                             , ⁰К

где, - степень последующего расширения

мПа ;                  

 

3. Индикаторные и эффективные  показатели двигателя.

В ходе расчета  должны быть определенны показатели цикла (среднее индикаторное давление Р_i индикаторный КПД , индикаторный удельный расход топлива g_i) и эффективные показатели двигателя (среднее эффективное давление Р_е, механический КПД , эффективный КПД и эффективный расход топлива g_e).

Последовательно определяют:

1. Среднее индикаторное давление расчетного цикла дизеля.

2. Среднее индикаторное  давление действительного цикла.

где - коэффициент скругления (полноты) индикаторной диаграммы принимается φ=0,92…0,95. Принимаем φ=0,92

3.  Индикаторный КПД цикла.

где Q_н в Дж/кг.

4. Индикаторный удельный расход топлива

г/кВт*ч

где Q_н в МДж/кг.

5. Среднее давление механических потерь.

Среднее давление механических потерь Р_м определяется приближенно по формуле:

для дизелей с неразделёнными камерами сгорания:

P_м  =  0,088 + 0,0118 W_ср, МПа;

 м/с

S - ход поршня в метрах.   

Р_м=0,088+0,0118 9,1666=0,1961 МПа

6. Среднее эффективное давление и механический КПД двигателя.

Р_е=Р_i -P_м =1,0941-0,1961= 0,8980 МПа;

7. Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива

г/кВт ч

 

4. Определение диаметра и хода  поршня.

Предварительно по прототипу  задаются отношением хода поршня к  диаметру цилиндра

где S - ход поршня;

D - диаметр цилиндра прототипа.

Для определения рабочего объема цилиндра используют формулу  мощности, из которой следует:

где - тактность двигателя;

i - число цилиндров

N_H - номинальная мощность двигателя, кВт

n - частота вращения коленчатого вала двигателя, мин^-1

Р_е - среднее эффективное давление, МПа

После этого должны быть определенны  диаметр цилиндра D и ход поршня S.

мм принимаем D=100 мм

мм принимаем S=114мм

По окончательно принятым значениям D и S определяют номинальную мощность двигателя.

кВт

 

Так как значение мощности расходится со значением мощности, определенной при тяговом расчете автомобиля меньше чем на 3% (отклонение =2,8%), то дальнейшие расчеты ведем на мощность, принятую в тяговом расчете N_н=57,302 кВт и принятые D=100мм и S=114мм.

 

Таблица 4. Данные теплового расчёта

Модель двигателя	кВт			D, мм	S, мм	м/с	МПа		г/кВтч
Проектируемый	57,302	2200	16	100	114	9,1666	0,898	0,492	172,1664
Модель прототипа МТЗ-82	58,84	2200	16	110	125	7,52	0,677	-	238

 

5.Построение индикаторной диаграммы.

Индикаторная  диаграмма строится в координатах  РV. В рабочий объем цилиндра V_h откладывается по оси абсцисс в мм. Тогда объем в камере сгорания  в мм, будет:

Масштаб давлений принимают 0,01МПа 3 либо 5мм. По оси давления откладывают значение Р₀ и проводят прямую, параллельную оси V. Затем наносятся характерные точки расчетной диаграммы, которые рекомендуется обозначать r, a, c, z¹, z, b. Для ускорения построения диаграммы и исключения ошибок в нанесении промежуточных точек политроп сжатия и расширения рекомендуется ниже оси V разместить оси перемещения поршня х и углов поворота коленчатого вала . Вертикальные прямые проводятся через значения х и , принятые для нахождения точек политроп. Выбранные значения х и V в таблице расчета и на графике могут обозначаться порядковыми номерами 1, 2, 3… После нанесения расчетных точек политроп они соединяются плавными кривыми, характеризующими процессы сжатия и расширения.

Индикаторная  диаграмма строится по результатам  теплового расчета политроп сжатия и расширения на ЭВМ. Расчет политроп сжатия и расширения производится с  использованием программы записанной код шифром POL 1. BAS. При составлении программы использовали известные формулы:

Для расчета политропы  сжатия:

Для расчета политропы  расширения:

Перемещение поршня:

 

Текущий (расчетный) объем  цилиндра:

где  - угол поворота коленчатого вала двигателя.

 

Исходные данные для расчета.

ε=16- степень сжатия;

D=100мм - диаметр цилиндра;

S=114мм - ход поршня;

R=S/2=114/2=57мм – радиус кривошипа;

λ=R/L=0,240 - отношение радиуса кривошипа и длине шатуна (принимается по прототипу);

P_a=0,082МПа - давление в конце такта впуска;

P_в=0,4192МПа - давление в конце такта расширения;

  - средний показатель политропы сжатия;

  - средний показатель политропы расширения.

 

В программе и результатах  расчетов приняты следующие обозначения:

 расчетное значение давления политропы сжатия, МПа;

расчетное значение давления политропы  расширения, МПа;

х - перемещение поршня, мм;

расчетное значение объема цилиндра, л.

 

6.Построение скоростной характеристики  двигателя.

Для расчета  и построения кривых эффективной  мощности и эффективного  удельного  расхода топлива используются эмпирические формулы:

для дизелей:

где и   - номинальная мощность и номинальная частота вращения дизеля;

- эффективный удельный расход топлива дизеля при ;

- расчетные (текущие) частоты двигателя;

a,  b, c, - опытные коэффициенты.

Крутящий момент и часовой расход топлива находим по формулам:

                           

где в кВт;   в мин ;  в .

Расчет кривых скоростной характеристики выполняется на ЭВМ

 

Исходные данные для расчета:

 

кВт   - номинальная   мощность дизеля.

- номинальная частота вращения дизеля.

- удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя.

Опытные коэффициенты для дизеля с неразделённой камерой сгорания:

a=0,87; b=1,13; с=1; a₁=1,55; b₁=1,55; с₁=1.

В программе и результатах  расчетов  приняты  следующие  обозначения:

  -  мощность двигателя (расчетное  значение), кВт;

- крутящий момент двигателя,  Нм;

- часовой  расход топлива,  кг/ч;

- удельный расход топлива,  г/кВт ч.

 

По результатам расчета  строим скоростную характеристику двигателя  и отмечаем  точки максимального  крутящего момента двигателя , минимального удельного расхода топлива g_{e min} и соответствующую им частоту вращения. Определяется коэффициент приспособляемости двигателя

Для выполненных конструкций  дизелей к = 1,05...1,22.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

III. Динамический расчёт кривошипно-шатунного механизма

1. Кинематический расчет кривошипно-шатунного  механизма

Расчет состоит в определении  перемещения, скорости и ускорения  поршня для различных углов поворота коленчатого вала при постоянной частоте вращения его. Исходными данными для расчета являются радиус кривошипа , длина шатуна L, соотношение и частота вращения   Отношение зависит от типа двигателя, его оборотности, конструкции КШМ и находится в пределах     0,22...0,33(1/4,5…1/3,5).

 Принимается    таким же, как у конструктивного прототипа (приложение I, табл.6).

Определение кинематических параметров производится по формулам:

Перемещение поршня:  
      Скорость поршня:

Ускорение поршня:

2. Динамический расчет кривошипно-шатунного  механизма

    Динамический расчет  КШМ состоит в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов в цилиндре и сил инерции движущихся масс деталей КШМ. По найденным силам рассчитывают детали КШМ на прочность и износ, определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности вращения двигателя.

В ходе расчета  должны быть определены:

-инерционные  P_j  и суммарные P_z  силы, действующие на поршневой палец;

-сила N , действующая на стенку цилиндра;

-сила P_w действующая по шатуну и составляющие этой силы:

тангенциальная  сила Т, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа, и нормальная (радиальная) сила z, направленная по радиусу кривошипа. Расчет газовых сил, сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс и кинематических параметров x, W и j выполняется на ЭВМ по программе, записанной под шифром  РWM1. ВАS.

 

При составлении программы  использованы ранее рассмотренные  формулы:

Для расчета политропы  сжатия:

Для расчета политропы  расширения:

Перемещение поршня:  
      Скорость поршня:

Ускорение поршня:

и формула для определения  удельных сил инерции возвратно-поступательно  движущихся масс кривошипно-шатунного  механизма

 

где   ,   - площадь поршня;

m, кг - масса возвратно-поступательно движущихся частей КШМ, принимаемая равной сумме массы поршневой группы (m_п) и части массы шатунной группы (0,275m_ш), отнесенной к оси поршневого пальца.

Для использования программы  должны быть подготовлены  и выписаны исходные данные для расчета:

=16 - степень сжатия;

n_max =2200 мин^-1 - максимальная частота вращения дизельного двигателя;

R=S/2=0,114/2=0,057  м - радиус кривошипа;

=0,240  - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (приложение 1, табл.6);

m= 3,5007 кг - масса, совершающая возвратно-поступательное движение (m =m_п+0,375m_ш=2,369+0,375*3,018кг – приложение 1, табл. 6)

P_a = 0,082 МПа - давление в конце впуска;

P_r = 0,11 МПа - давление в конце выпуска (давление остаточных газов);

P_в = 0,4192 МПа - давление в конце процесса расширения;

n₁= 1,38 - средний показатель политропы сжатия;

n₂= 1,25 - средний показатель политропы расширения;

F_п  = 0,00785м² – площадь поршня;

V_а =0,9281 л  - полный объем цилиндра;

V_с =0,0580 л  - объем камеры сгорания;

    Ввод исходных  данных для выполнения расчетов  должен быть только в указанных  единицах измерения.

 В программе приняты  следующие обозначения:

x - перемещение поршня, м;

W - скорость поршня, м/с;

j - ускорение поршня, м/с² ;

PЧ - сила инерции, отмеченная к 1 м² площади поршня, МПа;

V - объем при расчетном (текущем) значении угла поворота коленчатого вала , л;

P - давление при расчетном (текущем) значении угла поворота коленчатого вала , МПа.

 

 

 IV. Расчет системы двигателя

1.Расчет смазочной системы.

1. Емкость  системы смазки

где V_уд - удельная емкость системы, принимаемая по прототипу или аналогичному двигателю, л/кВт;

N_н - номинальная мощность двигателя, кВт.

2. Циркуляционный  расход масла

где Q_m - - количество  тепла, отводимого маслом;

Q_m=(0,015…..0,030)Q_o=(0,015…0,03)*

Q_н= 42500 кДж/кг - низшая теплота сгорания топлива;

G_T=13,64 кг/ч – часовой расход топлива, кг/ч;

=900кг/м³ - плотность масла;

 =10…..15°С – подогрев масла в двигателе;

С_М =2,094 кДж/кг*с – средняя теплоемкость масла.