Основы теории трактора и автомобиля

Министерство сельского хозяйства РФ

Брянская государственная сельскохозяйственная академия

Кафедра тракторов и автомобилей

КУРСОВАЯ РАБОТА

по разделу: “ Основы теории трактора и автомобиля “

Выполнил: студент группы

Принял: профессор, доктор технических наук Сидоров В.Н.

Брянск

Индивидуальное задание для курсовой работы

по курсу "Тракторы и автомобили"

Студент Сидоров М.В. Группа М41

Шифр задания по трактору __________14 14 14____________________

Прототип трактора и двигателя __Т-25 Д-21_______________________

2. Число основных передач z______7_____________________________

3. Номинальная частота вращения двигателя n_ен ,об/с_ _29___________

4. Степень сжатия  ___16.50____________________________________

5. Расчетная (теоретическая) скорость трактора

на 1-й передаче, v_тн ,м/c _____1.5___________________________

6. Давление наддува р_к, МПа____--______________________________

7. Основной агрофон для определения параметров трактора:___4_____

8.Агрофон для сравнения:__ ___3________________________________

Дата выдачи "_12_"_сентября__2000 г.

Подпись преподавателя _______________

С О Д Е Р Ж А Н И Е

1 Тяговый расчет трактора

1.1 Задачи расчета и исходные данные

1.2 Определение рабочего тягового диапазона

1.3 Определение эксплуатационной массы трактора

1.4 Расчет основных рабочих скоростей

1.5 Определение динамического радиуса ведущих колес

1.6 Расчет передаточных чисел трансмиссии

1.7 Определение коэффициента полезного действия (КПД) трансмиссии

1.8 Определение номинальной эксплуатационной мощности двигателя

2 Тепловой расчет двигателя

2.1 Задачи расчета и исходные данные

2.2 Расчетные формулы

2.2.1 Процесс впуска

2.2.2 Процесс сжатия

2.2.3 Процесс сгорания

2.2.4 Процесс расширения

2.2.5 Процесс выпуска

2.2.6 Расчет индикаторных показателей

2.2.7Расчет эффективных показателей и определение основных размеров двигателя

2.3 Построение индикаторной диаграммы двигателя

3 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

3.1 Расчет усилий действующих в КШМ

3.2 Определение параметров маховика

4.Расчет и построение регуляторной характеристики двигателя и тяговой характеристики трактора с использованием ПЭВМ

4.1 Подготовка исходных данных для расчета на ПЭВМ

4.2 Расчет регуляторной характеристики двигателя

4.3 Расчет тяговой характеристики

4.4 Построение тяговой характеристики трактора

Литература

Приложение

1.ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ТРАКТОРА

1.1 ЗАДАЧИ РАСЧЕТА И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Тяговый расчет проводим для определения основных параметров трактора: эксплуатационной массы, расчетных скоростей движения, передаточных чисел трансмиссии и мощности двигателя. Исходными данными для тягового расчета являются: назначение, тип и тяговый класс трактора, и его конструктивный прототип.

Результат тягового расчета используем для подготовки исходных данных для расчета регуляторной характеристики двигателя и тяговой характеристики трактора с применением ПЭВМ.

1.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАБОЧЕГО ТЯГОВОГО ДИАПАЗОНА

Тяговый диапазон проектируемого трактора на основных передачах охватывает всю сумму нагрузок в соответствии с агротехническими требованиями, предъявляемыми к трактору данного тягового класса, и некоторую часть нагрузок, относящихся к тяговой зоне соседних с ним классов. Каждому из классов типажа соответствует определенная номинальная сила тяги. Типаж тракторов допускает отклонение силы тяги от номинальной для колесных тракторов 20...25% [5]. Увеличение силы тяги учитывается введением коэффициента расширения тяговой зоны трактора _т. По заданию

(1)

где P_.н - номинальная сила тяги на крюке предыдущего по тяговому классу, кН.

Силу тяги F_{кр.н. ,} развиваемую на высшей передаче определяем по формуле: P_кр.н.= (2)

где сила тяги, развиваемая трактором на высшей передаче основной группы передач при номинальной загрузке двигателя определяем;

диапазон тяги.

Для современных сельскохозяйственных универсально-пропашных тракторов _т= 2...2,4 [6].

1.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННОЙ МАССЫ ТРАКТОРА

Эксплуатационная масса трактора должна обеспечивать сцепление движителя с почвой, необходимое для реализации максимальной касательной силы P_{к max} , кН [6]. Это условие может быть записано выражением:

, (3)

где _доп - допустимая величина коэффициента использования сцепного веса трактора, соответствующая допустимому буксованию его движителя. Выбирается для заданного основного агрофона.

_сц - коэффициент перераспределения сцепной массы, показывающий долю эксплуатационной массы трактора, нагружающую ведущие колеса для тракторов с колесной формулой 4К2 равен 0,75…0,8[0,8];

m_э - эксплуатационная масса трактора, кг;

g - ускорение свободного падения, м/с².

В тоже время, максимальная касательная сила, P_{к max} в кН должна соответствовать условию типажа [6]:

, (4)

где f - коэффициент сопротивления качению (выбираем в соответствии с индивидуальным заданием).

Из условий (3) и (4) следует что:

(5)

Следовательно минимальное значение эксплуатационной массы трактора должно быть выбрано таким образом, чтобы при работе трактора в соответствующих условиях с силой тяги, развиваемой трактором на первой передаче при номинальной загрузке двигателя _доп колес не превышало допустимых в этом случае пределов.

= (6)

1. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ РАБОЧИХ СКОРОСТЕЙ

Для расчета ряда основных рабочих скоростей трактора, диапазон скоростей, который характеризуется отношением высшей рабочей скорости к скорости на первой передаче основного ряда рабочих скоростей принимаем равным _{v оснT}=2 [6].

, (7)

где z - количество передач.

Теоретическую скорость V_т, движения м/с на любой передаче определяем отношением [1]:

, (8)

где к - номер передачи.

м/с;

м/с;

м/с;

м/с;

м/с;

м/с.

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОГО РАДИУСА ВЕДУЩИХ КОЛЕС

Динамический радиус r_к ведущих колес колесного трактора при обычных шинах определяем по следующей формуле:

r_к = 0,0254[0,5d + (0,8...0,85) B] м, (9)

где d и B - соответственно диаметр посадочного обода и ширина профиля колеса в дюймах.

Принимаем динамический радиус ведущих колес r_к =0,6 м по протатипу.

1.6 РАСЧЕТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ ТРАНСМИССИИ

Передаточное число трансмиссии на первой передаче (для трактора Т-25А) определяем по формуле:

(10)

где n_ен- номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Остальные числа трансмиссии рассчитываем по формуле:

, (11)

где к - номер передачи.

;

;

;

;

;

.

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ (КПД) ТРАНСМИССИИ

Механический КПД трансмиссии учитывает потери на трение, взбалтывание масла и т.п. Он зависит от числа пар зубчатых передач, находящихся в зацеплении, типа шестерен и способа их соединения между собой, от типа промежуточных соединений и муфт сцепления, вязкости и уровня заливаемого масла и других факторов. Часть потерь зависит от значения передаваемых моментов, а другая часть потерь зависит в основном от скорости вращения деталей и почти не зависит от нагрузочного режима.

Для тракторов с колесной формулой 4К2 определяем КПД ветвей трансмиссии, соединяющих маховик с задними ведущими колесами. Распределение мощности по ведущим мостам зависит от распределения массы трактора по мостам, схемы трансмиссии, почвенного фона, действия на трактор со стороны с.-х. машины, сил и моментов, величины и других факторов.

Механический КПД ветвей трансмиссии, соединяющих маховик с задними ведущими колесами представим как

_трi = _холн = ( 1-  )_ц^{n }_к^m, (12)

где _хол и _н - КПД, учитывающие потери соответственно холостого хода и при работе под нагрузкой;

_ц и _к - КПД, соответственно цилиндрической и конической пар шестерен (_ц=0,985...0,99 и _к=0,975...0,98);

m и n - соответственно число пар цилиндрических и конических шестерен, находящихся в зацеплении на данной передаче

 - коэффициент, учитывающий потери холостого хода в трансмиссии (=0,03...0,05).

Находим КПД трансмиссии для первой и второй передач

_тр1(1-2) =

Механический КПД привода ВОМ _вом рассчитываем в соответствии с формулой (12), при этом значение  выбираем по меньшим пределам. Расчет проводится для зависимого привода ВОМ, так как такой привод планируем использовать для технологического модуля.

_вом = _холн = ( 1-  )_ц^{n }_пл, (13)

где _пл - КПД планетарного механизма (_пл =0,96).

_вом(1-2) =

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НОМИНАЛЬНОЙ ЭКСПЛУАТАЦИОННОЙ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ ТРАКТОРА

Эксплуатационную мощность двигателя N_ен, для обеспечения заданных тягово-приводных и скоростных показателей трактора подсчитываем по формуле:

= кВт (14)

где P_к.н.1 - номинальная касательная сила тяги на 1 основной передаче, кН.

N_вом - мощность, необходимая для привода рабочих машин от вала отбора мощности на расчетном тяговом режиме, кВт.

Номинальную касательную силу тяги на 1-ой передаче определяем по формуле: = 8,198 кН (15)

где P_f - сила сопротивления качению.

Она определяется по формуле:

=кН (16)

здесь G - вес трактора.

2 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

2.1 ЗАДАЧИ РАСЧЕТА И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

В задачи теплового расчета двигателя, прежде всего, входит определение параметров состояния рабочего тела в характерных точках рабочего цикла двигателя и определение энергетических и экономических показателей цикла и двигателя, на основании которых рассчитываем также основные размеры двигателя (диаметр цилиндра и ход поршня). Основными исходными данными для расчета являются: номинальная эффективная мощность и соответствующая ей частота вращения коленчатого вала двигателя; степень сжатия; тип камеры сгорания; коэффициент избытка воздуха; вид топлива; расчетные параметры окружающей среды (давление и температура) и ряд других.

Тепловой расчет двигателя выполняем по исходным данным в соответствии с индивидуальным заданием на курсовую работу.

В задании на курсовую работу приводится часть необходимых для теплового расчета исходных данных, остальными задаемся, ориентируясь на прототип двигателя.

Тепловой расчет выполняем на ПЭВМ по программе, составленной на кафедре тракторов и автомобилей.

Среди исходных данных задаемся коэффициентом избытка воздуха , подогревом заряда на впуске T степенью повышения давления _p.

Для номинального режима эти значения принимаем в пределах:

 = 1,3...1,65 - для дизельных двигателей с неразделенной камерой сгорания;

T = 10...30 К - для дизелей без наддува;

_p = 1,6...2,5 - для дизелей с неразделенной камерой сгорания.

На величину степени повышения давления влияет режим впрыска топлива, форма камеры сгорания и способ смесеобразования.

При выборе _p учитываем, что увеличение _p приводит к уменьшению степени предварительного расширения . Для большинства дизелей  = 1,2...1,7 (большие значения характерны для раздельных камер сгорания).

Ниже приводятся обозначения величин с указанием их размерности, которые приняты в расчетных формулах. Эти обозначения приводятся, в основном, в том порядке, в каком они встречаются по алгоритму расчета.

Таблица 1.

1. РАСЧЕТНЫЕ ФОРМУЛЫ

Формулы приведены по каждому процессу, составляющему действительный цикл ДВС, а также для расчета индикаторных показателей. Обозначения величин, входящих в формулу, и их размерности приведены выше.

2.2.1 Процесс впуска

Процесс впуска является сложным газодинамическим процессом, на протекание которого оказывает влияние большое количество факторов. При расчете определяем давление и температура рабочего тела в конце процесса впуска, а также коэффициент остаточных газов и коэффициент наполнения цилиндров.

p_a = p_к - p_a (17)

Величина потерь давления на впуске зависит от параметров впускаемого тракта и быстроходности двигателя и лежит в пределах:

p_a = (0,04...0,18)p₀ - для дизельных двигателей без наддува.

На ПВЭМ p_к рассчитываем по эмпирической формуле: для дизельных двигателей без наддува

p_a = (0,01 + 3 10 ^-3 n_н) p₀ (18)

При этом для дизельных двигателей без наддува принимаем:

p₀= 0,1МПа, Т_к = Т₀= 288К.

Т’_к = Т_к + Т (19)

(20)

(21)

(22)

Значениями p_r и T_r входящими в формулы (20)...(22) предварительно задаемся:

p_r = (1,05...1,25) p₀ - для двигателей без турбонаддува;

Т_r= 700...950К - для дизельных ДВС.

При этом большие значения p_r принимаем для высокооборотных двигателей. Задаваясь величиной Тr, учитываем, что при увеличении степени сжатия она снижается, а при увеличении оборотов - возрастает. Величина Т_r корректируется после расчета процесса выпуска.

2.2.2 Процесс сжатия

При расчете процесса сжатия определяем давление и температуру в конце процесса сжатия, полагая, что сжатие представляет собой политропный процесс с показателем политропы n₁.

p_c = p_{a } (23)

Т_с = Т_а (24)

Величина среднего значения показателя политропы n₁ зависит от степени сжатия, быстроходности двигателя, теплообмена и других факторов. Для дизельных двигателей его значение лежит в пределах:

n₁ = 1,34...1,39.

В программе расчета на ПЭВМ для определения n₁, используем эмпирические формулы:

для дизельных двигателей

n₁=1,368-[1,510^-4+210^-6(-1)](T_а-400)-1,510^-3(-10)+0,002(n_ен-30) (27)

2.2.3 Процесс сгорания

В процессе сгорания достигаются максимальные значения давления и температуры рабочего тела в цикле, определение которых и составляет основную задачу расчета процесса сгорания.

При расчете учитываем состав топлива и качество горючей смеси, а также способ смесеобразования, который влияет на выбор степени повышения давления _р.

(26 )

(27)

(28)

, при < 1 (29)

, при 1 (30)

(31)

(32)

(33)

(34)

Температуру в конце видимого процесса сгорания Тz определяем из уравнения сгорания, которое имеет вид:

_Z H _р.см + (С_vc + 8,314_p) Т_c =  (С_vz + 8,314)Т_z (35)

После подстановки приближенных эмпирических выражений для теплоемкостей

C_Vc= 20,16 + 1,728 10^-3 Т_с  (36)

C_Vz=(18,4+2,6)+(1,549+1,382/)10^-3Т_z, при < 1 (37)

C_Vz=(20,10+0,92/)+(1,549+1,382/)10^-3Т_z, при >1 (38)

уравнение сгорания приводим к виду

АT_z² + ВТ_z + F = 0 . (39)

От­сю­да:

(40)

где, коэффициенты определяются выражениями:

A = (1,549 + 1,382/)10^-3 

B = (28,414 + 0,92/)  (41)

F = -(0,82H_рс + 20,16 Т_c+ 8,314 Т_c _p + 1,728T_c²10 ^–3)

р_z = _р p_с - для дизельных ДВС (42)

 =  Т/  _р Т_c. (43)

2.2.4 Процесс расширения

При расчете полагается, что расширение является политропным процессом с постоянным показателем политропы n₂.

р_в=р_z (44)

(45)

Значение среднего показателя политропы n₂ , также как и n₁ , зависит от многих факторов и лежит в пределах:

n₂ =1,24...1,30 - для дизельных ДВС.

В программе расчета их находим по эмпирическим формулам:

n₂ = 1,263 - 2,6*10^-5 (T_z - 2000) + 4*10^-4 + 0,028(  - 1) (46)

2.2.5 Процесс выпуска

Значениями давления р_b и температуры Т_b в конце процесса задаем на начальной стадии теплового расчета.

Проверку ранее принятой температуры остаточных газов производим по формуле:

(47)

Если полученное по этой формуле значение Т_r существенно отличается от принятого ранее (T_r > 10%),то корректируем расчет процессов цикла при уточненном значении Т_r , принятом предварительно в разделе 2.2.1.

В программе расчета величина отклонения Т_r допускается не более 10К.

2.2.6 Расчет индикаторных показателей

Индикаторными показателями оценивают энергетические возможности, качество и эффективность рабочего цикла.

(48)

(49)

(50)

Значение коэффициента полноты индикаторной диаграммы принимается в пределах:

= 0,92...0,95 - для дизельных двигателей.

2.2.7 Расчет эффективных показателей и определение основных размеров двигателя

Cредняя скорость поршня

W_{п ср} = 210 ^-3 Sn_eн м/с. (51)

Для современных двигателей W _{n ср} = 5,5...10,5 м/с.

Определяем среднее условное давление механических потерь двигателя, включающие внутренние потери. Внутренние потери включают все виды механического трения, потери на газообмен, на привод вспомогательных механизмов (вентилятор, генератор, топливный, водяной и масляный насосы и др.) вентиляционные потери (движение деталей в среде воздушно-масляной эмульсии и в воздухе), газодинамические потери в дизелях с разделенными камерами сгорания.

Так как до 80 % всех механических потерь составляют потери на трение, то с приближением принимаем, что среднее условное давление механических потерь

p_мп =a+b W_nср Мпа. (52)

где а и в - коэффициенты, зависящие от типа, конструкции, размеров, числа цилиндров и теплового состояния двигателей и приведены в таблице 3;

W_{n ср} - средняя скорость поршня, м/с.

Таблица 3. Значение коэффициентов a и b

Зная эффективную мощность, литраж двигателя и номинальную частоту вращения коленвала, определяем среднее эффективное давление:

МПа, (53)

V_h - рабочий объем цилиндра, л;

i - число цилиндров;

n_e - частота вращения коленвала, с ^-1;

 - коэффициент тактности ( = 4 - для 4-х тактных двигателей);

N _eн - номинальная мощность двигателя, кВт.

Среднее эффективное давление - условное постоянное давление газов за ход поршня совершающее работу, равную эффективной работе цикла.

Рабочий объем одного цилиндра (л):

V_h = V_л / i л. (54)

Для определения диаметра цилиндра D задаемся величиной S/D. В работе это отношение принимаем как у прототипа. У автотракторных двигателей

S/D = 0,9...1,3.

Диаметр цилиндра рассчитываем:

мм (57)

В соответствии с протатипом принимаем D мм.

Механический КПД двигателя:

(56)

Этот показатель характеризует степень использования работы, совершаемой газами внутри цилиндра для получения полезной работы на валу двигателя.

Эффективный КПД:

 _e = _i  _мп (57)

Эффективный крутящий момент для номинального режима:

нм. (58)

Здесь N _e приводим в кВт, n_e - в с^-1 .

В качестве одного из показателей, характеризующих форсировку двигателя используется литровая мощность

кВт/л (59)

Для современных дизельных двигателей:

N_уд.л = 10 ...25 кВт/л; m_уд = 5...13 кг/кВт;

Полученные результаты сводим в таблицу 4.

Таблица 4 Основные параметры двигателя и рабочего цикла

2.3 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ

Индикаторная диаграмма двигателя - это графическое представление процессов, составляющих рабочий цикл двигателя в координатах P-V. Давление рабочего тела Р откладываем по оси ординат, а объем занимаемый им в цилиндре двигателя V - по оси абсцисс. Поскольку этот объем является линейной функцией перемещения поршня, то для удобства часто давление откладываем как функцию перемещения (хода) поршня (S). Масштабы по осям выбираем удобными с точки зрения построения и дальнейшего считывания с графика изображенных величин. Например, для давления p = 0,05 МПа/мм. Соотношение масштабов по осям рекомендуется принимать так, чтобы высота диаграммы в 1,4...1,7 раза превышала ее основание.

В курсовой работе рекомендуется при построении индикаторной диаграммы пользоваться относительным объемом Vx = V/Vа . То есть, точка В (рис. 1), соответствующая полному объему цилиндра по оси абсцисс имеет координату равную 1, а точка А, соответствующая объему камеры сгорания координату 1/. Отрезок ОА соответствующий объему камеры сгорания в этом случае равен: ОА = АВ/(-1) (60)

Политропы сжатия и расширения можно строить графическими или аналитическим методом. Используем аналитический метод, при котором координаты промежуточных точек рассчитываем по формулам:

- для политропы сжатия: (61)

- для политропы расширения: (62)

Результаты расчета удобно представить в виде таблицы 2.

Отложив и соединив тонкими линиями все расчетные точки получим расчетную индикаторную диаграмму. Для получения действительной индикаторной диаграммы необходимо "скруглить" расчетную на участках, изображающих процессы сгорания и выпуска-впуска так как показано на рис 1/. С учетом углов впрыска и воспламенения топлива, открытия и закрытия клапанов.

Таблица 2. Результаты расчета политроп сжатия и расширения

3 ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

Расчет состоит в определении основных сил, действующих в КШМ и определении параметров маховика.

Исходными данными для расчета являются: результаты теплового расчета двигателя, конструктивный прототип двигателя, значение номинальной эффективной мощности, полученной в тяговом расчете трактора, или автомобиля и значение номинальной частоты вращения коленчатого вала.

По результатам расчета необходимо выполнить следующие листы графической части: 1лист - диаграмма газовых, инерционных и суммарных сил; 2лист - диаграммы сил N,Р_ш,K' и T, действующих в КШМ; 3 лист -диаграмма суммарного крутящего момента.

3.1 РАСЧЕТ УСИЛИЙ ДЕЙСТВУЮЩИХ В КШМ

Определение усилий, действующих в КШМ, необходимо для расчета деталей двигателя на прочность и определения нагрузок на подшипники. При расчете КШМ силы трения и тяжести не учитываем и принимаем, что коленвал вращается с постоянной угловой скоростью, а картер неподвижен. Таким образом, основные силы при расчете деталей КШМ - силы давления газов и инерции движущихся масс. Схема сил, действующих в КШМ, приведена на рис. 2.

Так как на поршень во внутренней полости картера действует атмосферное давление, то избыточное давление газов на поршень определяем

p_г = p _x - p _{о ,} (62)

где p _x - текущее абсолютное давление газов в цилиндре ( определяется по индикаторной диаграмме), МПа;

p_о - атмосферное давление (p_о = 0,1 МПа).

Вдоль оси цилиндра на поршень действует сила давления газов и силы инерции возвратно-поступательное движущихся масс. Суммарное усилие по оси цилиндра, действующее на поршневой палец (кН):

Р = Р_г + Р_j , (63)

где Р_г - силы давления газов, кН;

Рj - силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс. Силы давления газов определяются (кН):

, (64)

где p_x - текущее значение давления по индикаторной диаграмме, МПа;

D - диаметр цилиндра, м.

Для облегчения определения Р_? и дальнейшего динамического расчета КШМ свернутую индикаторную диаграмму в координатах p, V преобразуем в развернутую диаграмму в координатах p_г , .

Построение развернутой индикаторной диаграммы рекомендуется производить с использованием приближенного уравнения для перемещения поршня относительно верхней мертвой точки

S_x = R ((1+/4)-(COS+(/4COS2)) , (65)

где = R/L_ш - кинематический параметр КШМ (принимаем по прототипу двигателя).

Решая уравнение (82) для разных  , определяем соответствующие им S_x.

Причем достаточно произвести расчет для  =(0...180), так как S_x является симметричной функцией относительно точки =180⁰ и имеет период 360⁰.

Полученные результаты заносим в таблицу 5. Отрезки по вертикали из точек Sx, соответствующих определенным  до пересечения с кривыми свернутой индикаторной диаграммы в масштабе _p указывают текущее значение p_x.По выражению (81) определяем Р_г, используя полученные значения p_x.

Таблица 5. Результаты расчетов для построения развернутой индикаторной диаграммы

Рекомендуется расчет вести через 20⁰, включив также угол 370⁰ (угол при котором p_x = p_max )

Возможно преобразования диаграммы производить графическим методом Брикса, описание которого приведено в литературе.

Как и в первом способе заполняем таблицу 5.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (Кн):

P_j = -m _j R² (cos + cоs2)10 ^-3, (66)

где m_j - приведенная масса возвратно-поступательно движущихся частей КШМ, кг;

R - радиус кривошипа, м;

- угловая скорость колен вала, рад/с;

- угол поворота колен вала, град.

Началом цикла работы двигателя считается ВМТ поршня в начале процесса впуска (= 0). Приведенная масса возвратно-поступательно движущихся частей состоит из массы комплекта поршня и части массы шатуна:

m_j = m_п + (0,2...0,3)m_ш , (67)

где m _п. - масса комплекта поршня, кг;

m _ш - масса условно возвратно-поступательно движущейся части шатуна, кг.

Масса m _j считается сосредоточенной в центре поршневого пальца. В работе m_п и m _ш определяются:

, (68)

, (69)

где m`<sub>п</sub> и m`_ш - удельные массы, соответственно поршня и шатуна прототипа расчетного двигателя (приложение 6), кг/м² .

Угловая скорость коленвала (рад/с):

= 2 n _{е н} (70)

В работе текущие значения сил Р_j, Р_r и Р в зависимости от угла поворота заносим в таблицу 6, причем Р определяем алгебраическим сложением Р_r и Р_j . Зависимость P = f() можно определить как графическим методом так и аналитическим. В курсовой работе рекомендуется использовать аналитический метод, который при примерно равной с графическим методом трудоемкости обеспечивает большую точность.

Таблица 6. Результаты динамического расчета КШМ

Суммарная сила Р, действующая по оси цилиндра и приложенная к оси поршневого пальца, раскладывается на две составляющие по закону параллелограмма:

- нормальную N = P tg , (88)

и силу S, действующую по оси шатуна

, (89)

Угол наклона оси шатуна к вертикали  считается со знаком "+", если шатун отклоняется в сторону движения кривошипа, и со знаком "-" при отклонении в противоположную сторону.

= arcsin (sin ) (90)

От действия силы S через шатун на шатунную шейку коленвала возникают силы:

-радиальная (91)

-тангенциальная (92)

На шатунную шейку также действует центробежная сила К:

K^||= (0,7...0,8) m_ш R ² (93)

Силы К ^| и К ^|| направлены по одной прямой, в связи с чем их равнодействующая:

К = К ^| + К ^|| (94)

Радиальная сила считается положительной, если действует к оси вращения коленвала и отрицательной, если - от оси вращения (К " - всегда отрицательна). Тангенциальная сила положительна, когда действует по направлению вращения коленвала и отрицательна, если - против направления вращения.

Для сокращения объема расчетов значения входящих в уравнения тригонометрических функций [(cos  +  cos2 ), sin(  +  )/cos  , cos(+ )/cos  и другие ] берем из заранее составленных таблиц (приложение 7...11). Значения сил обычно берутся через 20^о поворота кривошипа. Все данные расчетов сводим в таблицу 6. Следует в таблице рассчитать независимо от шага угла, значения сил, соответствующих точке наибольшего давления по индикаторной диаграмме точке Z и точке в 370. В этой же таблице следует привести значения крутящего момента одного цилиндра.

Необходимо в курсовой работе также привести графики сил, действующих в КШМ: Р_г , Р_j , Р_? , S, N, K` , T (рис. 3).

В курсовой работе предполагается выполнение данного расчета с применением ПЭВМ, в частности, с использованием пакетов программ EXSEL, Super Callk.5 , Quadropro и т.п.

3.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ МАХОВИКА

В реальном двигателе даже при установившемся режиме угловая скорость колеблется в течение цикла. Причиной тому является изменение крутящего момента двигателя Мкр от которого зависит равномерность хода двигателя. Коэффициент неравномерности хода :

, (95) где _max и _min - соответственно максимальная и минимальная угловая скорость коленвала за цикл, рад/с;

_ср - средняя угловая скорость,  _ср = (_max +  _min )/2 :

Минимальное и максимальное значения угловой скорости соответствуют точкам пересечения кривой суммарного крутящего момента всех цилиндров двигателя, с линией среднего момента (точки а и b, при наибольшей площади F_изб - рис. 4).

График суммарного крутящего момента получают следующим образом.

Крутящий момент (нм) одного цилиндра равен :

М_кр = T R , (96)

где Т - текущее значение тангенциальной силы (из динамического расчета), н;

R - радиус кривошипа , м.

Следовательно, график тангенциальной силы в масштабе _м = _тR10³ представляет собой и график крутящего момента одного цилиндра.

У многоцилиндрового рядного двигателя следует сложить диаграммы крутящих моментов всех цилиндров с учетом сдвига фаз, определяемых порядком работы. Так у двухцилиндрового 4-х тактного двигателя с порядком работы 1-2-0-0 (с кривошипом под углом в 180 ⁰ ) сдвиг фаз крутящего момента второго цилиндра относительно первого составит 180 . У четырехцилиндровых четырехтактных двигателей отдельные диаграммы должны быть последовательно(по порядку работы) сдвинуты по фазе одна относительно другой на 180 , шестицилиндровых - на 120 , у восьмицилиндровых - на 90 , у двенадцатицилиндровых - на 60 .

В курсовой работе сложение диаграмм производим табличным методом.

Таблица 7. Результаты расчета суммарного крутящего момента (для рядного двигателя)

В таблицу 7 по результатам динамического расчета, вносим и значения М_кр, соответствующих точке наибольшего давления для каждого цилиндра. В результате должна получиться диаграмма, в которой М_КР будет изменяться периодически с периодом равным:

, (97)

где i - число цилиндров. (Верно для i >= 4).

Определяем величину среднего крутящего момента. Для этого графически строим зависимость М_кр = f() лишь для одного периода Q с достаточно крупным масштабом _м .

Для V-образных двигателей получение диаграммы суммарного крутящего момента производим в следующем порядке. Вначале суммируем с учетом сдвига фаз по порядку работы двигателя моменты первого ряда. Сдвиг фаз выполняется на угол:

, (98)

где i _р - количество цилиндров одного ряда.

Например, для 6-цилиндрового V-образного двигателя с порядком работы 1-4-2-5-3-6 складывают моменты 1, 2 и 3 цилиндров, где момент 2-го цилиндра сдвинут относительно 1-го на 240 , а момент 3-го на 480 относительно 1-го. Получаем диаграмму суммарного момента 1-го ряда. Диаграмма второго ряда будет отличаться лишь сдвигом по фазе на определенный угол (угол развала цилиндров, например 90). Поэтому, чтобы получить диаграмму суммарного момента двигателя, необходимо диаграмму момента 1-го ряда суммировать с такой же диаграммой, но сдвинутой на угол развала. Сложение также рекомендуется проводить табличным методом. Для построения кривой суммарного момента результаты расчета рекомендуется представить в таблице следующей формы (таблица 8).

Таблица 8. Результаты расчета суммарного крутящего момента (для V-образного двигателя)

Величину среднего крутящего момента подсчитываем по формуле:

(мм), (99)

где F⁺ - суммарная площадь над осью абсцисс диаграммы, мм ²;

F ^- - суммарная площадь под осью абсцисс диаграммы, мм ²;

l - длина диаграммы, соответствующая  , мм (рис. 5).

Допускается величину М_ср. находить при одинаковых интервалах по  непосредственно по таблице 7 или 8 проссумировав М_кр в последней графе и разделив на число интервалов:

, (99а)

здесь n- число слогаемых

m=n-1 –количество интервалов

В том случае, если для какого то интервала приведена промежуточная точка в середине интервала, то для расчета М_ср можно воспользоваться приведенной выше формулой, в числителе который под знаком суммы М_кр для промежуточной точки взять с коэффициентом 0,5, а значение М_кр по границам этого интервала с коэффициентом 0,75. При этом количество интервалов подставлять без учета промежуточных точек.

Откладываем на графике М_кр = f() прямую, для которой М_кр = М_ср . Полученная величина представляет собой индикаторный крутящий момент, тогда эффективный крутящий момент:

М_е = М_ср ?_м, (100)

где ?_м - механический КПД

Полученный результат можно сравнить с полученным ранее М_е и оценить ошибку. Определяем площадь F_изб - наибольшая за период , превышающая М_ср по графику. Соответствующая ей избыточная работа (Н  м):

L_изб = F_изб _м   , (101)

где F_изб - избыточная площадь, мм² ;

_м - масштаб крутящего момента, Нм/мм;

  - масштаб угла поворота коленвала, рад/мм.

Избыточная работа представляет собой работу крутящего момента за время от  = _min до  = _max . Определяем момент инерции всех движущихся масс, приведенных к оси коленвала (кг м ² или Нм с ² )

, (102)

где  - коэффициент неравномерности хода.

Допускаемые значения коэффициента неравномерности хода составляют, для тракторных двигателей  = 0,003...0,01; для автомобильных

 = 0,01...0,02. Чем больше цилиндров, тем меньше . Угловая скорость _ср = 2  n_е . Задаваясь коэффициентом неравномерности хода  и учитывая, что момент инерции маховика Jм = (0,8-0,9)Jo , определяют Jм . Как правило маховик выполнен в виде диска или диска с массивным ободом и средний диаметр проходит через центр тяжести половины поперечного сечения обода маховика.

, (103)

где m _м - масса маховика, кг;

D_ср - средний диаметр, м.

Если маховик выполнен в виде диска, то ( D_м-наружный диаметр маховика Задаваясь значением D_ср = (2...3)S находим массу маховика. Здесь S - ход поршня. Рассчитанный маховик необходимо проверить на условия прочности по окружной скорости (м/с) на внешнем ободе маховика:

V_м =D_м n , (104)

где n - максимальная частота вращения коленвала, с ^-1 .

Допустимые значения окружной скорости маховиков:

для чугунных - V_м <= 70 м/с ;

для стальных - V_м <= 100 м/с;

для стальных штампованных - V_м <= 110 м/с.

4. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ РЕГУЛЯТОРНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ И ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТРАКТОРА С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ПЭВМ

4.1 ПОДГОТОВКА ИСХОДНЫХ ДАННЫХ ДЛЯ РАСЧЕТА НА ПЭВМ

По результатам тягового расчета трактора и теплового расчета двигателя готовятся исходные данные для расчета на ПЭВМ регуляторной характеристики двигателя и тяговой характеристики трактора и сводятся в таблицу 9.

Таблица 9. Исходные данные для расчета на ПЭВМ.