Техническая характеристика трактора

1. Тяговый расчет трактора

1.1 Определение тягового диапазона трактора

Тяговый диапазон трактора определяется по формуле

, (1)

где Р_Н и Р - соответственно номинальная сила тяги (по заданию) и сила тяги трактора предыдущего класса, Н;

Е- коэффициент расширения тягового диапазона, рекомендуемый в среднем 1,3. Для тракторов класса тяги 0,2-0,6 тяговый диапазон принимаем δ_т=2,2.

Зная тяговый диапазон и номинальную силу тяги трактора можно определить его минимальную крюковую силу из соотношения

, (2)

откуда

 =H

Принимаем

 =2727H

1.2 Определение массы трактора

Масса трактора - важнейший эксплутационный показатель, который в значительной степени определяет тягово-сцепные свойства трактора.

Эксплуатационную массу трактора определяем по формуле

кг, (3)

где Р_н - номинальная сила тяги (по заданию), Н;

φ_доп - допустимая величина коэффициента использования сцепного веса трактора лежит в пределах 0,5-0,7;

λ_к - коэффициент нагрузки на ведущие колеса трактора (для колесных тракторов) равен 0,75;

f - коэффициент сопротивления качению (для колесных тракторов) лежит в пределах =0,05-0,1;

g - ускорение свободного падения, м /c².

Конструкционная (сухая) масса трактора m- масса трактора в не заправленном состоянии, без тракториста, инструмента, дополнительного оборудования и баланса, определяется по формуле

 (4)

где  - масса воды;

 - масса горюче-смазочных материалов;

 - масса инструмента и запчастей;

 - масса баланса;

 - масса трактора;

Конструкционную массу определим по следующему выражению

кг (5)

1.3 Определение радиуса ведущих колес трактора

Размер колес существенно влияет на проходимость трактора, скоростные качества, условия сцепления его с почвой, величину удельного давления на грунт и степень его уплотнения. Расчетный радиус ведущих колес определяем следующим образом. Рассчитываем нагрузку, приходящуюся на колеса, по формулам

H(7)

H,

где G_З.К. и G_П.К.- вертикальная нагрузка, приходящаяся соответственно на задние и передние колеса, H.

1.4 Определение теоретических рабочих скоростей движения трактора

Выбор структуры рода основных передач производим по принципу геометрической прогрессии, что обеспечивает одинаковые пределы изменения крутящего момента двигателя на всех передачах.

Знаменатель геометрической прогрессии находим из выражения

, (9)

где  - знаменатель геометрической прогрессии;

V_r1=1,42 - теоретическая скорость на первой основной передаче, м/с;

V_rz =5,8 - теоретическая скорость на высшей передаче, м/с;

Z=7 - количество передач.

Зная скорость на первой основной передаче и знаменатель геометрической прогрессии, определяем теоретическую скорость на любой передаче

 (10)

где V- скорость на К-ой передаче;

K - номер передачи.

, ;

,  ;

, ;

, ;

,

Передаточное число трансмиссии находят следующим образом

 (11)

где =30 - номинальное число оборотов коленчатого вала двигателя, с^-1 (принимаем по заданию);

=0,37 - радиус качения ведущего колеса колесного трактора, м;

- скорость движения на К - ой передаче, м/с.

1.5 Расчет номинальной мощности двигателя

Расчет номинальной мощности двигателя производим с учетом номинального тягового усилия трактора, силы сопротивления качения, массы трактора, потерь на трение в трансмиссии и необходимого запаса мощности двигателя.

Учитывая выше изложенное, номинальную мощность двигателя определяем по формуле

кВт, (12)

где P_кн - номинальное тяговое усилие, H;

V_тн – расчетная, скорость движения, на низшей рабочей передаче при номинальной силе тяги, м/с;

 - КПД трансмиссии

, (13)

где  = 0,987 - КПД цилиндрической пары шестерен;

 = 0,977 - КПД конической пары шестерен;

 = 0,96 - КПД учитывающий, потери мощности на холостом ходу;

n=3 и m=1 - степенные показатели числа пар шестерен, работающих в трансмиссии на заданной передаче (берутся на основе конструкции коробки передач трактора-прототипа);

 - коэффициент эксплуатационной загрузки тракторного двигателя = 0,85

2. Расчет ДВС

2.1 Процесс впуска

Процесс впуска предназначен для наполнения цилиндра рабочей смесью у карбюраторных ДВС и воздухом у дизелей. От совершенства этого процесса зависят мощностные и экономические показатели ДВС.

Начинается такт впуска в за 10⁰-30⁰ поворота коленчатого вала, до прихода поршня в верхнюю мертвую точку ДВС. Заканчивается не в нижней мертвой точке (НМТ), а в точке, соответствующей повороту коленчатого вала на 40⁰-80⁰ от НМТ.

Процесс впуска характеризуется величиной потери давления при впуске

ΔPa = Po - Pa (15)

ΔPa=(β²+ξ_ВП)ω²_ВПρ_В0.5 Па, (16)

где β - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

ξ_ВП - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению (обычно принимают (β²+ξ_ВП)= 3,25;

ω_ВП =95 м/с - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило - в клапане);

ρ_В - плотность заряда при впуске;

 (17)

где P₀ = 0,1 мПа - атмосферное давление;

K_В = 287- удельная газовая постоянная воздуха;

T₀ = 288⁰К - температура окружающей среды;

, (18)

где P_в -давление наддува или продувки.

Давление в конце процесса впуска определяется из (17)

Pa = Po – ∆Pa=0,1-0,068=0,12 Па ; (19) Коэффициент остаточных газов

, (20)

где ∆t=10⁰-40⁰ -температура подогрева свежего заряда за счет контакта со стенками ДВС;

ε=17- степень сжатия;

T_r=900 - температура остаточных газов, ⁰K;

P_r =0,13 - давление остаточных газов, мПа;

Полученные значения сравниваем со следующими справочными данными: γ_r=0,03 - 0,06.

Температура в конце процесса впуска

 (21)

Коэффициент наполнения

 (22)

η_ν= 0,75 - 0,9 у дизелей

2.2 Процесс сжатия

Для дизелей: Та = 310⁰ – 350⁰К.

Процесс сжатия в реальном ДВС,. осуществляется по политропе с показателем n₁.

, (23)

где n_н- номинальная частота вращения коленчатого вала (из задания).

Давление в конце процесса сжатия (точка С) определяется из уравнения политропного процесса: PVⁿ¹ = const

Па, (24)

Температура рабочей смеси в конце сжатия (точка С) определяем на основе характеристических уравнений состояния газа в точке (A) и в точке (С)

Т_С=Т_а ε^n1-1 =327,5915^0,353 =1049 К (25)

Давление и температура в точке С должны находиться в следующих пределах:

для дизелей P_С = 3 - 5,5 МПа

для дизелей без наддува T_С = 700 – 930 K

2.3 Процесс сгорания

Процесс сгорания является основным процессом рабочего цикла. В результате этого процесса тепло, выделяемое вследствие сгорания, идет на повышение внутренней энергии рабочего цикла и совершение механической работы.

Процесс сгорания в совокупности с расширением - самые важные процессы в рабочем цикле и от их совершенства зависят мощностные и экономические показатели Д.В.С. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива

,

где C=0,857; H = 0,133; О_Т = 0,01;- весовые доли углерода, водорода и кислорода, содержащихся в топливе.

Эта же величина в кило молях

 (26)

где μ_В= 28,96 кг/моль - масса 1 Кмоля воздуха.

Действительное количество воздуха в Кмолях, поступившее в двигатель для сгорания 1кг топлива

M_а = Mα=0,4991,35=0,67 (27)

где α- коэффициент избытка воздуха, который зависит от способа приготовления рабочей смеси, режима работы ДВС, рода применяемого топлива.

α= 1,2 -1,7 - для дизелей.

Количество продуктов сгорания

 (28)

Химический коэффициент изменения горючей смеси

 (29)

Действительный коэффициент изменения горючей смеси

 (30)

для дизеля 1,01…1,06

Низшая удельная теплота сгорания дизельного топлива

H_u=(33.91C+125.6H-10.89O-22.59H)10³=61572 кДж /кг; (31)

Теплота сгорания рабочей смеси дизеля

кДж (32)

Температура в конце видимого процесса сгорания

 (33)

Коэффициенты для дизелей  (34)

 (35)

 (36)

= 1,6…2,5 2 для дизеля с нераздельной камерой сгорания

Давление в конце видимого процесса

P_Z=λP_C =24,16=10,58 мПа (37)

2.4 Процесс расширения

В результате расширения тепловая энергия от сгорания топлива преобразуется в механическую энергию. Процесс расширения в реальном ДВС осуществляется по политропе, т.е. сопровождается интенсивным теплообменом.

Показатель политропы n₂ определяем по формуле

n₂=1,18+130/n_H=1,18+130/1600=1,25 (38)

где n_н - номинальная частота вращения коленчатого вала ДВС.

n₂=1,22-1,25.

На величину n₂ влияют: частота вращения коленчатого вала, величина нагрузки, интенсивность охлаждения.

Степень предварительного расширения определим по формуле

 (39)

где β- действительный коэффициент молекулярного изменения;

 - степень повышения давления;

T_Z - температура продуктов сгорания в точке Z;

T_C- температура рабочей смеси в точке С.

Степень последующего расширения

 (40)

Давление и температура в конце расширения (точка В):

для дизелей

 (41)

 (42)

2.5 Процесс выпуска

Выпускной клапан открывается за 40⁰-60⁰ поворота коленчатого вала до прихода поршня в НМТ и закрывается после прохождения поршнем ВМТ примерно 10⁰-20⁰ поворота коленчатого вала

Давление и температура P_r и T_r были приняты в начале расчета. При выполнении работы точки 3,4 назначаются исходя из диаграммы газораспределения ДВС, предложенного в качестве аналога.

Проверку ранее принятой температуры выпускных газов T_r можно произвести по формуле

 (43)

 (44)

Температура и давление выпускных газов ориентировочно колеблется:

для дизелей T_r=700÷900 K; P_r=0,105-0,120 мПА

2.6 Показатели, характеризующие работу ДВС

Теоретическое среднее индикаторное давление, Па, отнесенное к полезному ходу поршня (не скругленной индикаторной диаграммы) определяем по формулам для дизелей

где P_с - давление в конце сжатия, Па.

λ- степень повышения давления при сгорании,

ρ¸ δ-соответственно, коэффициенты предварительного и последующего расширения,

ε- степень сжатия,

n₁, n₂- показатели политропы соответственно сжатия и расширения.

Действительное среднее индикаторное давление, Па, за цикл равняется

, (45)

где ν=0,92-095 - коэффициент полноты диаграммы, учитывающий отклонении действительного процесса (цикла) от расчетного.

Значение среднего индикаторного давления при работе ДВС с полной нагрузкой для дизелей без наддува составляет до 1,2 МПа,

Индикаторный КПД

, (46)

где P_i - среднее индикаторное давление, Па,

г/кВт ч (47)

средняя скорость поршня W_ср =6 м/с

литраж ДВС

л, (48)

где i – число цилиндров. 4

При расчете механических потерь на преодоление различных сопротивлений при работе двигателя используют величину среднего давления P_М, Па механических потерь. Величина P_М зависит от конструкционных особенностей ДВС и средней скорости поршня.

Для дизелей с неразделенной камерой сгорания

P_m=0,089+0,012W_n=0,089+0,0125,94=0.23 мПа, (49)

где W_n- средняя скорость поршня при номинальной мощности, м/с.

, (50)

где S =1,143- ход поршня, м,

n_н - номинальное число оборотов коленчатого вала, об/мин.

Среднее эффективное давление Р_е, для дизелей Р_е=0,5-1,0 МПа,

P_e=P_i-P_M=0,8879-0,273=0,93 МПа (51)

Механические потери в ДВС оцениваются условным механическим КПД (η_м)

 (52)

Эффективный КПД (η_e) по аналогии с η_i равен

(53)

Эффективный удельный расход топлива g_e = G_i / n_vg,=187/0.83=271 г/кВтч

Крутящий момент двигателя

нМ (54)

Литровая мощность

кВт/л (55)

2.7 Определение размеров ДВС

Объем цилиндра V_h,

 л, (56)

где D - диаметр цилиндра, м;

S - ход поршня, м;

Для определения диаметра цилиндра D и хода поршня S следует задаться величиной

S / D = B. Для тракторных дизелей это соотношение берется в пределах 0,9 - 1,2.Чем выше n_н, тем меньше следует выбирать S / D.

Величина S / D - важный показатель ДВС, определяющий его габариты и массу, а так же протекание рабочего процесса. Увеличение отношения S / D ведет к увеличению средней скорости поршня V_n, а, следовательно, к возрастанию динамических нагрузок, сил трения и уменьшению механического КПД. В целом это ведет к увеличению габаритов и массы двигателя и ухудшению индикаторных показателей. Уменьшение S / D влечет за собой увеличение диаметра цилиндра и давлению на него.

Подставив в уравнение (30) значение S = BD, получим откуда диаметр цилиндра D, м.

 (57)

ход поршня

S = (S/D) D=1.136110,3=90, мм (58)

Принимаем S =90 мм;

Объем цилиндра V_h, исходя из геометрических соображений

 (59)

Далее определяем размеры кривошипно-шатунного механизма (КШМ) радиус кривошипа коленчатого вала

r = S/2=125/2=62,5 мм, (60)

где S – ход поршня

Определяем длину шатуна l

l = r/λ=54/0,279=189,96, (61)

где r – радиус кривошипа;

Определяем объем камеры сгорания (V_с)

 (62)

Определяем полный объем

 (63)

2.8 Построение индикаторной диаграммы

Построение индикаторной диаграммы производится по результатам теплового расчета в координатах р-V. Существует несколько рекомендаций построения индикаторной диаграммы. Воспользуемся способом, который позволяет не только построить индикаторную диаграмму в координатах р-V, но и в дальнейшем легко развернуть ее в координаты р-φ.

Сначала строим оси координат и наносим на них шкалы. Соотношение масштабов по осям принимаем так, чтобы высота диаграммы превышала ее основание примерно в 1,5 раза. По оси ординат через равные промежутки промежутки наносим шкалу давления газов от 0 до величины, несколько большей р_z(масштаб μ_рz=0,05 МПа/мм).

По оси абсцисс рекомендуется используем две шкалы. Одна шкала объема V занимаемого газом в цилиндре двигателя с нулем в точке О, точке пересечения осей р и V. Другая шкала S_х/S, облегчающая построение, с нулем в ВМТ и единицей в НМТ. Отрезок соответствующий рабочему объему цилиндра или ходу поршня на оси абсцисс принимается за условную единицу равную отношения перемещения поршня S_х от ВМТ к ходу поршня S. Нанесение шкал начинаем с построение отрезка АВ (для удобства построения его величину берём равной 200 мм), затем отложить отрезок ОА соответствующий объему камеры сгорания равный

; (64)

и для дизельных двигателей отрезок  равный

. (65)

После построения шкал по данным теплового расчета на диаграмме откладываем в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках a,c,z^’,z,иr.

Построение политроп сжатия и расширения мы производим аналитическим методом. При построении координаты промежуточных точек рассчитываются по уравнению политропы .

Для политропы сжатия

; (66)

Для политропы расширения

. (67)

В курсовой работе значения  берём через =20^о поворота коленчатого вала от точкиr. Причем достаточно произвести расчет для  =(0...180), что соответствует ходу поршня .

Учитывая, что  и  имеем .

Полученные результаты заносим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 - Результаты расчетов для построения индикаторной диаграммы

Используя шкалу S_х/S, наносим промежуточные точки политроп сжатия и расширения, соединяя их плавными кривыми, являющиеся соответственно политропой сжатия acи политропой расширения zb. Соединив, тонкими линиями все расчетные точки, получаем расчетную индикаторную диаграмму. При расчете и построении индикаторной диаграммы используем лицензированный программный продукт «EXCEL».

Для получения действительной индикаторной диаграммы "скругляем" расчетную диаграмму на участках, изображающих процессы сгорания и впуска-выпуска, так как показано на рисунке, с учетом углов впрыска и воспламенения топлива, открытия и закрытия клапанов.

3. Расчет развёрнутой индикаторной диаграммы

Исходные данные

число цилиндров 4

n₁=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=0.12МПа

n₂=1.25

P_c=5,87 МПа

Степень сжатия 17, степень предварительного расширения 1,34