Расчет автотракторного двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

Расчет автотракторного двигателя

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ К РАСЧЕТУ

1. Марка трактора	ВТЗ-2048А
2. Двигатель	Д-130РЗ
3. Почвенный фон	Вспаханное поле
4. Сила тяги на крюке, кН	4,2
5. Скорость трактора при оптимальной силе тяги, м/с	2,8
6. Отбор мощности на ВОМ, %	28
7. Угол поворота кривошипа, град. п.к.в. 8. Номинальная мощность, кВт/лс. 9. Номинальная частота вращения 10. Степень сжатия 11. Диаметр цилиндра, мм. 12. Ход поршня, мм.	480 35,1/45 2000об/мин 16,5 105 120

СОДЕРЖАНИЕ

1. Определение номинальной мощности двигателя и среднего индикаторного давления газов

2. Определение параметров рабочего цикла и построение индикаторной диаграммы

2.1 Процесс впуска

2.2 Процесс сжатия

2.3 Процесс сгорания

2.4 Процесс расширения

2.5 Процесс выпуска

2.6 Построение индикаторной диаграммы

3. Основы динамического расчета двигателя

3.1 Силы, действующие в КШМ при заданном угле поворота кривошипа ц

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НОМИНАЛЬНОЙ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ И СРЕДНЕГО ИНДИКАТОРНОГО ДАВЛЕНИЯ ГАЗОВ

Энергетические, динамические и экономические показатели трактора в значительной степени определяются параметрами установленного на нем двигателя, важнейшим из которых является номинальная эффективная мощность.

Номинальная мощность двигателя расходуется на создание тя-говой мощности трактора и на привод различных механизмов че-рез вал отбора мощности (ВОМ).

Мощность двигателя, затрачиваемая на создание тяговой мощ-ности трактора, движущегося с постоянной скоростью по горизонтальной поверхности, определяется по зависимости:

, кВт (1.1)

кВт

где Р_кр сила тяги, кН; V_д скорость трактора, м/с (эти параметры указываются в задании);

_тяг тяговый к.п.д. трактора, учитывающий потери мощности в трансмиссии, затраты мощности на качение трактора и затраты мощности на буксование движителя.

_тяг=0,5

Тяговый к.п.д. зависит от типа и конструктивного исполнения трансмиссии, движителя и почвенного фона. Его величина определяется большей частью опытным путем. Значения тягового к.п.д. при работе трактора с оптимальной силой тяги приведены в табл. 1.1.

Таблица 1.1 - Тяговый к.п.д. тракторов на разных почвенных фонах

Почвенный фон	Тип движителя
	колесный 4х2	колесный 4х4	Гусеничный
Стерня	0,60 - 0,65	0,66 - 0,70	0,70 - 0,78
Вспаханное поле	0,50 - 0,55	0,56 - 0,60	0,65 - 0,70

Номинальная мощность двигателя с учетом отбора мощности на ВОМ рассчитывается по формуле:

, кВт (1.2)

кВт

где - величина отбора мощности на ВОМ, % (указана в задании).

Номинальная мощность двигателя и его оценочные параметры зависят от качества проектирования, изготовления и от согласованности в работе механизмов и систем. Определяющее влияние на выходные показатели двигателя оказывают режимы его работы и степень совершенства рабочего процесса.

Крутящий момент двигателя определяется по зависимости

(1.3)

Н*м

Качество рабочего процесса в ДВС оценивается индикаторными показателями, позволяющими учесть потери, которые имеют место при преобразовании тепловой энергии сгоревшего топлива в механическую энергию.

Полученная в ДВС механическая энергия расходуется на выполнение полезной работы и на преодоление механических потерь, связанных с преодолением сил трения и с затратами энергии на привод вспомогательных механизмов и газообмен.

Среднее за цикл индикаторное давление газов на поршень определяется по зависимости вида:

МПа (1.4)

МПа

где среднее эффективное давление, МПа;

условное среднее давление механических потерь, МПа.

Среднее эффективное давление, находят по формуле:

, МПа (1.5)

МПа

где _е - номинальная мощность двигателя, кВт (формула 1.2);

тактность двигателя;

i число цилиндров;

n частота вращения коленчатого вала, об/мин;

V_h рабочий объем одного цилиндра, л.

Среднее давление механических потерь при номинальном тепловом состоянии двигателя определяют по эмпирическим формулам вида:

МПа (1.6)

 Мпа

где С_п средняя скорость поршня, м/с, определяется по формуле:

, (1.7)

где S ход поршня, м;

a, b эмпирические коэффициенты (для различных типов двигателей приведены в табл.1.2).

Механический кпд равен

. (1.8)

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

Индикаторной диаграммой называется графическое изображение зависимости давлений газа в цилиндре двигателя от объема (координаты Р-V), хода поршня (координаты «РS») или от угла поворота коленчатого вала (координаты «Р- »).

Для построения индикаторной диаграммы выполняется тепловой расчет двигателя и определяются показатели, характеризующие процессы впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска.

2.1 Процесс впуска

В приближенных расчетах абсолютное давление газов в процессе впуска принимают неизменным, зависящим от гидравлического сопротивления впускного тракта, степени подогрева заряда и количества газов, оставшихся в цилиндре после выпуска.

Давление газов в конце впуска зависит от гидравлического сопротивления впускного такта, степени подогрева на впуске, количества газов, оставшихся в цилиндре в конце впуска, и других факторов.

Давление в конце впуска для двигателей без наддува определяют:

, МПа (2.1)

Мпа

где - потери давления во впускной магистрали, МПа. р_о = 0,1 МПа.

С целью лучшего наполнения цилиндров двигателя свежим зарядом необходимо эти потери свести к минимуму.

Для 4-тактных двигателей указанные потери можно ориентировочно подсчитать по эмпирической формуле:

р_а = (0,03...0,18) р_о или р_а = 0,055• 10^-4 n, МПа, (2.2)

р_а = 0,055• 10^-4 2000=0,011, МПа

где n - частота вращения коленчатого вала, об/мин.

Конечную температуру впуска Т_а для 4-тактного двигателя можно определить для двигателей без наддува по выражению:

, К, (2.3)

, К,

Степень заполнения цилиндра свежим зарядом характеризуется коэффициентом наполнения _v, который представляет собой отношение количества свежего заряда, поступившего в цилиндр при работе двигателя, к тому количеству заряда, которое мог бы заполнить этот цилиндр при температуре и давлении окружающей среды.

Для двигателей без наддува.

; (2.4)

Значения основных параметров процесса впуска современных ДВС представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Основные параметры процесса впуска

Тип ДВС	ра, МПа	рк, МПа	Та, К	v	Дt, оС
Дизель без наддува	0,089	-	321,9	0,85	20…40

2.2 Процесс сжатия

Определение давления и температуры в конце такта сжатия проводят с рядом допущений, а именно: в период сжатия отсутствуют утечки газа через неплотности в клапанах и поршневых кольцах, в газе не протекает никаких химических реакций и испарений топлива, теплоемкость газа не меняется, сжатие начинается с НМТ и заканчивается в ВМТ, показатель политропы сжатия применяется постоянным. Тогда, используя уравнение политропического процесса, нетрудно определить давление р_с и температуру Т_с газа в конце такта сжатия

, МПа; (2.5)

, МПа;

, (2.6)

К

где е -степень сжатия;

n₁ - показатель политропы сжатия.

Ориентировочно показатель политропы сжатия можно определить по эмпирическим зависимостям:

для дизелей

n₁ = 1,41-110/n - 0,02 (2.7)

n₁ = 1,41-110/2000 - 0,02=1,335

Значения основных параметров процесса сжатия представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2 - Основные параметры процесса сжатия

Тип ДВС	рс, МПа	Тс, К	n1	Е
Дизель без наддува	3,76	823	1,335	16,5

2.3 Процесс сгорания

При анализе и расчете процесса сгорания необходимо различать сгорание в бензиновом и дизельном двигателях.

Уравнение сгорания (баланс тепла) для карбюраторного двигателя

, (2.8)

где Q_с - количество тепла в газе в конце сжатия (до начала сгорания), кДж; Q_сг - количество тепла, выделившегося при сгорании топлива и переданного сжатому газу, кДж; Q_z - ко-личество тепла в газе после сгорания топлива, кДж.

Для дизельного двигателя

Q_с + Q_сг = Q_z +Q_z'-z , (2.9)

где - количество тепла, затраченного на работу расши-рения газов при движении поршня от ВМТ до расчетного конца сгорания, кДж.

Температура газов в конце сгорания Т_z определяется по уравнениям сгорания, выраженным через параметры состоя-ния газов [2]:

для бензинового двигателя при <1

; (2.10)

для дизельного двигателя

(2.11)

Значение Т_z также можно выбрать из таблицы 2.4, учиты-вая, что дизелям с наддувом соответствуют большие значения температуры.

Давление газов в конце сгорания Р_г ориентировочно определяется по эмпирическим выражениям

для дизельных двигателей

, МПа (2.12)

, МПа

2.4 Процесс расширения

При теоретических расчетах этот процесс описывается политропой расширения с постоянным показате-лем n₂. Тогда давление и температура газов в конце расшире-ния определяются по выражениям

для дизеля

МПа (2.13)

 МПа

К, (2.14)

К

где n₂ - показатель политроны расширения, который имеет тот же физический смысл, что и показатель политропы сжа-тия, и ориентировочно определяется по выражениям

для дизелей

n₂ = 1,21 + 130/n - 0,02;

n₂ =1,255

- степень последующего расширения (изменение объема га-зов в цилиндре от начала до конца расширения или от конца расчетного сгорания до НМТ) подсчитывается по формуле

(2.15)

где - степень предварительного расширения (изменение объема газов от начала до конца расчетного периода сгорания или от ВМТ до конца расчетного сгорания) рассчитывается по формуле

(2.16)



Параметры процесса расширения приведены в таблице 2.3.

Таблица 2.3 - Основные параметры процесса расширения современных ДВС

Тип ДВС	рв, МПа	Тв, К	n2
Дизель без наддува	0,27	1063,83	1,255	1,4

2.5 Процесс выпуска

Давление остаточных газов в цилиндре в конце выпуска зависит от конструктивных, эксплуатационных и других факторов и может быть ориентировочно определено по формуле:

, МПа (2.17)

, МПа

Таблица 2.7 Результаты расчета параметров рабочего цикла

ра,МПа	Та, К	рс,МПа	Тс, К	рz,МПа	Тz, К	рв,МПа	Тв., К	рr,МПа	Тr, К	Sс,м	Sа,м	Sz,м
0,089	321,9	3,76	823	6,016	1800	0,27	1063,83	0,115	800	7,7	127,7	10,78

2.6 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма ДВС строится с использованием данных расчета процессов рабочего цикла двигателя. При построении диаграммы необходимо выбрать масштаб с таким расчетом, чтобы получить высоту равной 1,2... 1,7 ее основания. В начале построения на оси абсцисс (основание диаграммы) в масштабе откладывается отрезок

S_а = S_с + S,

S_а = 7,7+120=127,7 мм

где S - рабочий ход поршня (от ВМТ до НМТ).

Отрезок S_с, соответствующий объему камеры сжатия (V_с), определяется по выражению S_с = S / - 1.

S_с = 120 / 16,5- 1=7,7 мм

Отрезок S соответствует рабочему объему V_h цилиндра, а по величине равен ходу поршня. Отметить точки, соответствующие положению поршня в ВМТ, точки А, В, НМТ.

По оси ординат (высота диаграммы) откладывается давление в масштабе 0,1 МПа в миллиметре.

На линии ВМТ наносятся точки давлений р_г, р_с, р_z.

На линии НМТ наносятся точки давлений р_а, р_в.

Для дизельного двигателя необходимо еще нанести координаты точки, соответствующей концу расчетного процесса сгорания. Ордината этой точки будет равна р_z, а абсцисса определяется по выражению

S_z = S_с* , мм. (2.18)

S_z = 7,7*1,4=10,78 , мм.

Построение линии сжатия и расширения газов можно проводить в такой последовательности. Произвольно между ВМТ и НМТ выбирается не менее 3 объемов или отрезков хода поршня V_х1, V_х2, V_х3 (или S_х1, S_х2, S_х3).

И подсчитывается давление газов

На линии сжатия



На линии расширения

Все построенные точки плавно соединяются между собой.

Затем производится скругление переходов (при каждом изменении давления на стыках расчетных тактов), учитываемое при расчетах коэффициентом полноты диаграммы .

3. ОСНОВЫ ДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ДВИГАТЕЛЯ

двигатель индикаторный динамический газ

3.1 Силы, действующие в КШМ при заданном угле поворота кривошипа ц

Кривошипно-шатунный механизм при работе двигателя нагружают два вида сил: силы от давления газов в цилиндре и силы инерции.

Сила от давления газов на поршень Р_г всегда направлена по оси цилиндра и её принимают приложенной к центру поршневого пальца. Зная величину давления газов в цилиндре, можно определить эту силу по выражению

Р_r = (р_ц - р_о) F_п *10⁶, Н (3.1)

Р_r = (0,089 - 0,1)*0,009 *10⁶= - 99 Н

где р_ц - текущее значение давления газов в цилиндре, взятое по индикаторной диаграмме, МПа;

р_о - давление газов в картере, условно принятое равным давлению окружающей среды, р_о = 0,1 МПа;

F_п - площадь поршня, м² (F_п = *D² /4);

F_п = 3,14*110² /4=0,009 м²

D - диаметр цилиндра, м.

Для определения р_ц при различных углах поворота кривошипа коленвала необходимо под индикаторной диаграммой построить полуокружность с диаметром, равным ходу поршня S (рис.1). Затем от ее центра точки О отложить в сторону НМТ поправку Ф.Брикса 00, рассчитанную по формуле

00 = R* _к /2, м

00 = 60* 0,28 /2=8,4, м

где R = S/2 - радиус кривошипа, м;

_к = R/L=0,25- конструктивный параметр КШМ;

L - длина шатуна, м;

и разделить полуокружность на части через 30^о п.к.в.

Физический смысл поправки Ф.Брикса заключается в том, что она учитывает несколько большие перемещения поршня при повороте кривошипа от 0 до 90^о п.к.в., при котором поршень проходит больше половины своего полного хода S = R(1+_к /2) по сравнению с перемещением при повороте от 90 до 180^о п.к.в.

Из полученного центра 0 проводят лучи через 30^опараллельно первым. Из полученных новых точек проводят вертикально вверх лучи до пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Проекции полученных точек на ось давления будут соответствовать искомому давлению газов в цилиндре при соответствующих углах поворота кривошипа, которые заносят в таблицу3.1.

Силы инерции подразделяются на силы инерции от возвратно-поступательно движущихся масс и силы от вращающихся масс.

Данные силы инерции создают вибрацию двигателя в плоскости оси цилиндра и плоскости кривошипа. В многоцилиндровых двигателях эти силы образуют моменты, также вызывающие вибрацию двигателя. Для снижения вибрации в КШМ большинства двигателей устанавливаются механизмы для уравновешивания сил инерции первого и второго порядков, центробежных сил, а также моментов этих сил. Уравновешивающие механизмы конструктивно выполняют в виде противовесов, устанавливаемых на коленчатом валу или на дополнительных валах.

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс всегда направлена по оси цилиндра противоположно Р_г и приложена в центре поршневого пальца. Ее определяют по выражению:

Р_j = - m*j = - m_j R ² (cos + _к cos2), Н (3.2)

Р_j = - m*j = - 2,47*0,06*209,33² (cos480 + 0,28* cos2*480)=3780,92, Н

где m_j - масса возвратно-движущихся частей КШМ, приведенная к центру пальца, кг;

j - ускорение поршня

m_j = m_пк + 0,275 m_ш ,

m_j = 2,027 + 0,275*0,800=2,247 ,

где m_пк - масса поршневого комплекта в сборе, кг (см. прилож.1);

m_ш - масса шатуна, кг (табл.);

=209,33 - угловая частота вращения коленчатого вала, рад/с, где n - частота вращения коленчатого вала, об/мин.

Для упрощения расчетов Р_j считают по формуле:

Р_j = m_j R ²А, Н

где А - приведена в приложении 2.

Суммарная сила, действующая на поршень по оси цилиндра, считается приложенной к оси поршневого пальца и определяется алгебраическим сложением силы давления газа и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс

P = Р_г + (± Р_j), Н (3.3)

P = -99 + 3780,92=3681,92, Н

Разложив по правилу параллелограмма эту силу на две составляющие по оси шатуна Р_ш и нормали N к стенке цилиндра получим:

 Н (3.4)

кН

N = P * tg, Н (3.5)

N =3681,92*tg13.89=910.50, Н

Первая сила Р_ш будет нагружать шатун и передаваться на шатунную шейку коленвала, а вторая N прижимать поршень к стенке цилиндра, вызывая износ и повышенные потери на трение.

От действия силы Р_ш через шатун на шатунную шейку коленчатого вала возникают радиальная сила Z, действующая по радиусу кривошипа:

Н (3.6)

Z=3792.83*cos(480+13.89)=-2629.48 кН

и тангенциальная сила Т, направленная перпендикулярно радиусу окружности R:

Н (3.7)

T=3792.83*sin(480+13.89)=2733.39кН

Если радиальную силу Z перенести в центр О (Z) коренной шейки и приложить две взаимно уравновешенные силы Т и Т, параллельные и равные силе Т, то в результате получим пару сил Т и Т, которые приводят во вращение коленчатый вал. Момент этой пары сил называют крутящим моментом (М_к.ц) двигателя одного цилиндра:

М_к.ц = Т * R, Н*м (3.8)

М_к.ц = 2733.39*0,06=164,к Н·м

Если сложить оставшиеся силы Т^ґґ и Жґ, то получим равнодействующую р_ш^ґґ, равную силе р_ш, которую можно разложить на составляющие рґ_Н и р^ґ.

Максимальное значение силы Т наблюдается при = 390...400⁰. Для карбюраторных двигателей Т_max = 0,4р_z , а для дизелей Т_max = 0,6р_z.

Максимальное значение силы инерции р_j определяется из формулы (3.2) при = 0, то есть когда поршень находится в ВМТ в конце такта сжатия или выпуска.

Максимальное значение сил давления газов обычно принимается для положения поршня (8…15 п.к.в.) после ВМТ.

Равнодействующая от сил инерции вращающихся масс направлена по радиусу кривошипа и приложена к центру шатунной шейки:

P_с = - m_в · R · ², Н

где m_в - масса вращающихся частей КШМ, кг;

m_в = m_шк + m_к ,

m_шк = 0,725 m_ш, масса шатуна , отнесенная к кривошипной головке

(приводится в таблице);

m_к - неуравновешенная масса кривошипа, которую можно определить по эмпирическим зависимостям: m_к = (150...200)·F _п - для бензиновых ДВС с диаметром центра D_ц = 60-100 мм; m_к = (200...400)·F _п - для дизелей c

D_ц = 80-120 мм; F _п - площадь поршня, F _п = · D²/4, м².

ЛИТЕРАТУРА

Основная:

Суркин В.И. Основы теории и расчета автотракторных двигателей. Курс лекций, изд. 2-е, пер. Челябинск, ЧГАА, 2012. - 326 с.: ил.

Баширов Р.М., Основы теории и расчета автотракторных двигателей: учебник/ Р.М. Баширов; Уфа; БашГАУ, 2010. -304 с.: ил.

Шароглазов Б.А. и др. Поршневые двигатели внутреннего сгорания. Челябинск. - ЮУрГУ, 2011.- 382 с.

Болотов А.К. и др. Конструкции тракторов и автомобилей: Учебное пособие - М.: Колосс, 2006.

Автомобили: Учебное пособие для вузов / А.В. Богатырев и др.- М.:Колос, 2004.

Дополнительная:

Программа курса «Тракторы и автомобили» для сельскохозяйственных высших учебных заведений. - М., 2000.

Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет тракторных двига-телей. - М.: Колос, 1992.

Родичев В.А. Тракторы: Учебник. - М.: Академия, 2002.

Райков И.Я., Рытвинский Г.Н. Конструкция автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Высшая школа. 1986.

Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учебное пособие для вузов.- М.: Высшая школа, 2003.

Размещено на Allbest.ru