1. Тяговый расчет трактора1.1 Определениетягового диапазона трактора
Тяговый диапазон трактораопределяется по формуле
/>, (1)
где РНи Р/> - соответственнономинальная сила тяги (по заданию) и сила тяги трактора предыдущего класса, Н;
Е- коэффициент расширениятягового диапазона, рекомендуемый в среднем 1,3. Для тракторов класса тяги0,2-0,6 тяговый диапазон принимаем δт=2,2.
Зная тяговый диапазон иноминальную силу тяги трактора можно определить его минимальную крюковую силуиз соотношения
/>, (2)
откуда
/> =/> H
Принимаем
/> =2727H1.2 Определениемассы трактора
Масса трактора — важнейший эксплутационный показатель, который в значительной степени определяеттягово-сцепные свойства трактора.
Эксплуатационную массутрактора определяем по формуле
/> кг, (3)
где Рн — номинальная сила тяги (по заданию), Н;
φдоп — допустимая величина коэффициента использования сцепного веса трактора лежит впределах 0,5-0,7;
λк — коэффициент нагрузки на ведущие колеса трактора (дляколесных тракторов) равен 0,75;
f — коэффициентсопротивления качению (для колесных тракторов) лежит в пределах =0,05-0,1;
g — ускорение свободного падения, м /c2.
Конструкционная (сухая)масса трактора m/> — масса тракторав не заправленном состоянии, без тракториста, инструмента, дополнительногооборудования и баланса, определяется по формуле
/> (4)
где /> - масса воды;
/> - масса горюче-смазочных материалов;
/> - масса инструмента и запчастей;/>
/> - масса баланса;
/> - масса трактора;
Конструкционную массуопределим по следующему выражению
/>/> кг (5)
1.3 Определение радиусаведущих колес трактора
Размер колес существенновлияет на проходимость трактора, скоростные качества, условия сцепления его спочвой, величину удельного давления на грунт и степень его уплотнения.Расчетный радиус ведущих колес определяем следующим образом. Рассчитываемнагрузку, приходящуюся на колеса, по формулам
/> H(7)
/> H,
где GЗ.К. и GП.К.- вертикальная нагрузка, приходящаяся соответственно назадние и передние колеса, H.
1.4 Определениетеоретических рабочих скоростей движения трактора
Выбор структуры родаосновных передач производим по принципу геометрической прогрессии, чтообеспечивает одинаковые пределы изменения крутящего момента двигателя на всех передачах.
Знаменатель геометрическойпрогрессии находим из выражения
/>, (9)
где /> - знаменательгеометрической прогрессии;
Vr1=1,42 — теоретическая скорость на первой основнойпередаче, м/с;
Vrz =5,8 — теоретическая скорость на высшейпередаче, м/с;
Z=7 — количество передач.
Зная скорость на первой основнойпередаче и знаменатель геометрической прогрессии, определяем теоретическую скоростьна любой передаче
/> (10)
где V/> — скорость на К-ой передаче;
K — номер передачи.
/>, />;
/>, /> ;
/>, />;
/>, />;
/>, />
Передаточное числотрансмиссии находят следующим образом
/> (11)
/>
/>
/>
/>
/>
где />=30 — номинальное число оборотовколенчатого вала двигателя, с-1 (принимаем по заданию);
/>=0,37 — радиус качения ведущего колесаколесного трактора, м;
/> — скорость движения на К — ой передаче,м/с.1.5 Расчет номинальноймощности двигателя
Расчет номинальной мощностидвигателя производим с учетом номинального тягового усилия трактора, силы сопротивлениякачения, массы трактора, потерь на трение в трансмиссии и необходимого запаса мощностидвигателя.
Учитывая выше изложенное,номинальную мощность двигателя определяем по формуле
/> кВт, (12)
где Pкн — номинальное тяговое усилие, H;
Vтн – расчетная, скорость движения, нанизшей рабочей передаче при номинальной силе тяги, м/с;
/> - КПД трансмиссии
/>, (13)
где /> = 0,987 — КПД цилиндрическойпары шестерен;
/> = 0,977 — КПД конической пары шестерен;
/> = 0,96 — КПД учитывающий, потеримощности на холостом ходу;
n=3 и m=1 — степенные показатели числа пар шестерен, работающих в трансмиссиина заданной передаче (берутся на основе конструкции коробки передачтрактора-прототипа);
/> - коэффициент эксплуатационной загрузкитракторного двигателя/> = 0,85
/>
2. Расчет ДВС
2.1 Процесс впуска
Процесс впуска предназначендля наполнения цилиндра рабочей смесью у карбюраторных ДВС и воздухом у дизелей.От совершенства этого процесса зависят мощностные и экономические показатели ДВС.
Начинается такт впуска вза 100-300поворота коленчатого вала, до прихода поршня вверхнюю мертвую точку ДВС. Заканчивается не в нижней мертвой точке (НМТ), а в точке,соответствующей повороту коленчатого вала на 400-800от НМТ.
Процесс впуска характеризуется величиной потери давления при впуске
ΔPa = Po — Pa (15)
ΔPa=(β2+ξВП)/>ω2ВП/>ρВ/>0.5 Па,(16)
где β — коэффициентзатухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;
ξВП — коэффициент сопротивления впускной системы,отнесенный к наиболее узкому ее сечению (обычно принимают (β2+ξВП)=3,25;
ωВП =95 м/с — средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (какправило — в клапане);
ρВ — плотность заряда при впуске;
/> /> (17)
где P0= 0,1 мПа — атмосферное давление;
KВ = 287/> — удельная газовая постояннаявоздуха;
T0= 2880К — температура окружающей среды;
/> />,(18)
где Pв-давление наддува или продувки.
Давление в конце процессавпуска 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;
Tr=900 — температура остаточных газов, 0K;
Pr =0,13 — давление остаточных газов, мПа;
Полученные значения сравниваемсо следующими справочными данными: γr=0,03 — 0,06.
Температура в конце процессавпуска
/> /> (21)
Коэффициент наполнения
/> (22)
ην=0,75 — 0,9 у дизелей2.2 Процесс сжатия
Для дизелей: Та = 3100– 3500К.
Процесс сжатия в реальномДВС,. осуществляется по политропе с показателем n1.
/>, (23)
где nн — номинальная частота вращения коленчатого вала (из задания).
Давление в конце процессасжатия (точка С) определяется из уравнения политропного процесса: PVn1 = const
/>Па, (24)
Температура рабочей смеси в конце сжатия (точка С) определяем на основехарактеристических уравнений состояния газа в точке (A) и в точке (С)
ТС=Та εn1-1=327,59/>150,353 =1049 К(25)
Давление и температура в точкеС должны находиться в следующих пределах:
для дизелей PС= 3 — 5,5 МПа
для дизелей без наддува TС= 700 – 930 K2.3 Процесс сгорания
Процесс сгорания является основным процессом рабочего цикла.В результате этого процесса тепло, выделяемое вследствие сгорания, идет на повышениевнутренней энергии рабочего цикла и совершение механической работы.
Процесс сгорания в совокупностис расширением — самые важные процессы в рабочем цикле и от их совершенства зависятмощностные и экономические показатели Д.В.С. Теоретически необходимое количествовоздуха для сгорания 1кг топлива
/>/>,
где C=0,857; H = 0,133; ОТ= 0,01;- весовые доли углерода, водорода и кислорода, содержащихся в топливе.
Эта же величина в киломолях
/> /> (26)
где μВ=28,96 кг/моль — масса 1 Кмоля воздуха.
Действительное количествовоздуха в Кмолях, поступившее в двигатель для сгорания 1кг топлива
Mа = M/>α=0,499/>1,35=0,67 (27)
где α- коэффициент избытка воздуха, который зависит от способаприготовления рабочей смеси, режима работы ДВС, рода применяемого топлива.
α= 1,2 -1,7 — для дизелей.
Количество продуктовсгорания
/>/> (28)
Химический коэффициентизменения горючей смеси
/> (29)
Действительныйкоэффициент изменения горючей смеси
/> (30)
для дизеля 1,01…1,06
Низшая удельная теплотасгорания дизельного топлива
Hu=(33.91C+125.6H-10.89O-22.59H)/>103=61572кДж /кг; (31)
Теплота сгорания рабочейсмеси дизеля
/> кДж (32)
Температура в концевидимого процесса сгорания
/> (33)
Коэффициенты для дизелей /> (34)
/> (35)
/> (36)
/>= 1,6…2,5 2 для дизеля с нераздельнойкамерой сгорания
Давление в конце видимогопроцесса
PZ=λPC =2/>4,16=10,58мПа (37)2.4 Процессрасширения
В результате расширения тепловая энергия от сгорания топливапреобразуется в механическую энергию. Процесс расширения в реальном ДВСосуществляется по политропе, т.е. сопровождается интенсивным теплообменом.
Показатель политропы n2определяем по формуле
n2=1,18+130/nH=1,18+130/1600=1,25 (38)
где nн — номинальная частота вращения коленчатого вала ДВС.
n2=1,22-1,25.
На величину n2влияют: частота вращения коленчатого вала, величина нагрузки, интенсивностьохлаждения.
Степень предварительногорасширения определим по формуле
/> (39)
/>
где β-действительный коэффициент молекулярного изменения;
/> - степень повышения давления;
TZ — температура продуктов сгорания вточке Z;
TC — температура рабочей смеси в точкеС.
Степень последующегорасширения
/> (40)
Давление и температура в конце расширения (точка В):
для дизелей
/> /> (41)
/> /> (42)
2.5 Процесс выпуска Выпускной клапаноткрывается за 400-600поворота коленчатого вала доприхода поршня в НМТ и закрывается после прохождения поршнем ВМТ примерно 100-200поворота коленчатого вала
Давление и температура Pr и Tr были приняты в начале расчета. При выполнении работыточки 3,4 назначаются исходя из диаграммы газораспределения ДВС, предложенногов качестве аналога.
Проверку ранее принятойтемпературы выпускных газов Tr можно произвести по формуле
/> /> (43)
/> (44)
Температура и давлениевыпускных газов ориентировочно колеблется:
для дизелей Tr=700÷900 K; Pr=0,105-0,120 мПА2.6 Показатели,характеризующие работу ДВС
Теоретическое среднее индикаторное давление, Па,отнесенное к полезному ходу поршня (не скругленной индикаторной диаграммы)определяем по формулам для дизелей
/>
где Pс — давление в конце сжатия, Па.
λ- степень повышениядавления при сгорании,
ρ¸ δ-соответственно,коэффициенты предварительного и последующего расширения,
ε- степень сжатия,
n1, n2 — показатели политропы соответственносжатия и расширения.
Действительное среднее индикаторное давление, Па, зацикл равняется
/> />, (45)
где ν=0,92-095 — коэффициент полноты диаграммы, учитывающийотклонении действительного процесса (цикла) от расчетного.
Значение среднего индикаторного давления при работе ДВС сполной нагрузкой для дизелей без наддува составляет до 1,2 МПа,
Индикаторный КПД
/>, (46)
где Pi — среднее индикаторное давление, Па,
/> г/кВт/> ч (47)
средняя скорость поршня Wср =6 м/с
литраж ДВС
/>л, (48)
где i – число цилиндров.4
/>
При расчете механическихпотерь на преодоление различных сопротивлений при работе двигателя используютвеличину среднего давления PМ,Па механических потерь.Величина PМ зависит от конструкционных особенностей ДВС и среднейскорости поршня.
Для дизелей с неразделенной камерой сгорания
Pm=0,089+0,012Wn=0,089+0,012/>5,94=0.23 мПа, (49)
где Wn — средняя скорость поршня приноминальной мощности, м/с.
/> />, (50)
где S =1,143- ход поршня,м,
nн — номинальное число оборотов коленчатого вала, об/мин.
Среднее эффективноедавление Ре, для дизелей Ре=0,5-1,0 МПа,
Pe=Pi-PM=0,8879-0,273=0,93 МПа (51)
Механические потери в ДВСоцениваются условным механическим КПД (ηм)
/> (52)
Эффективный КПД (ηe) по аналогии с ηi равен
/> (53)
Эффективный удельный расходтоплива ge = Gi / nvg,=187/0.83=271 г/кВт/>ч
Крутящий момент двигателя
/> нМ (54)
Литровая мощность
/> кВт/л (55)2.7 Определение размеровДВС
Объем цилиндра Vh,
/> л, (56)
где D — диаметр цилиндра, м;
S — ход поршня, м;
Для определения диаметра цилиндра D и хода поршня S следует задатьсявеличиной
S / D = B. Для тракторных дизелей это соотношение берется впределах 0,9 — 1,2.Чем выше nн, тем меньше следует выбирать S / D.
Величина S / D — важныйпоказатель ДВС, определяющий его габариты и массу, а так же протекание рабочегопроцесса. Увеличение отношения S / D ведет к увеличению средней скорости поршняVn, а, следовательно, к возрастаниюдинамических нагрузок, сил трения и уменьшению механического КПД. В целом это ведетк 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 = B/>D, получим откудадиаметр цилиндра D, м.
/> /> (57)
ход поршня
S = (S/D)/> D=1.136/>110,3=90, мм (58)
Принимаем S =90 мм;
Объем цилиндра Vh, исходя из геометрических соображений
/> /> (59)
Далее определяем размеры кривошипно-шатунного механизма (КШМ)радиус кривошипа коленчатого вала
r = S/2=125/2=62,5мм, (60)
где S – ход поршня
Определяем длину шатуна l
l = r/λ=54/0,279=189,96, (61)
где r –радиус кривошипа;
Определяем объемкамеры сгорания (Vс)
/> /> (62)
Определяем полный объем
/> /> (63)
2.8 Построение индикаторнойдиаграммы
Построение индикаторнойдиаграммы производится по результатам теплового расчета в координатах р-V.Существует несколько рекомендаций построения индикаторной диаграммы.Воспользуемся способом, который позволяет не только построить индикаторнуюдиаграмму в координатах р-V, но и в дальнейшем легко развернуть ее вкоординаты р-φ.
Сначала строим осикоординат и наносим на них шкалы. Соотношение масштабов по осям принимаем так,чтобы высота диаграммы превышала ее основание примерно в 1,5 раза. По осиординат через равные промежутки промежутки наносим шкалу давления газов отдо величины, несколько большей рz(масштаб μрz=0,05 МПа/мм).
По оси абсциссрекомендуется используем две шкалы. Одна шкала объема V занимаемого газом вцилиндре двигателя с нулем в точке О, точке пересечения осей р и V. Другаяшкала Sх/S, облегчающая построение, с нулем в ВМТ и единицей в НМТ.Отрезок соответствующий рабочему объему цилиндра или ходу поршня на оси абсцисспринимается за условную единицу равную отношения перемещения поршня Sхот ВМТ к ходу поршня S. Нанесение шкал начинаем с построение отрезка АВ (дляудобства построения его величину берём равной 200 мм), затем отложить отрезокОА соответствующий объему камеры сгорания равный
/>; (64)
и для дизельныхдвигателей отрезок /> равный
/>. (65)
После построения шкал поданным теплового расчета на диаграмме откладываем в выбранном масштабе величиныдавлений в характерных точках a,c,z’,z,bиr.
Построение политропсжатия и расширения мы производим аналитическим методом. При построениикоординаты промежуточных точек рассчитываются по уравнению политропы />.
Для политропы сжатия
/>; (66)
Для политропы расширения
/>. (67)
В курсовой работезначения /> берём через />=20о поворотаколенчатого вала от точкиr. Причем достаточно произвести расчет для /> =(0...180),что соответствует ходу поршня />.
Учитывая, что /> и /> имеем />.
Полученные результатызаносим в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 — Результатырасчетов для построения индикаторной диаграммы
Vx=V/Va 1,00 0,67 0,50 0,33 0,20 0,13 0,10 0,09 0,07
1/Vx 1,00 1,50 2,00 3,00 5,00 8,00 10,00 10,64 15,00 расширение 0,32 0,53 0,77 1,28 2,44 4,41 5,84 6,31 6,31 выпуск 0,13 0,13 0,13 0,13 0,13 0,13 0,13 0,13 0,13 впуск 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,13 сжатие 0,08 0,14 0,20 0,33 0,62 1,13 1,50 1,62 3,79
Используя шкалу Sх/S,наносим промежуточные точки политроп сжатия и расширения, соединяя их плавнымикривыми, являющиеся соответственно политропой сжатия acи политропой расширения zb. Соединив, тонкими линиями всерасчетные точки, получаем расчетную индикаторную диаграмму. При расчете ипостроении индикаторной диаграммы используем лицензированный программныйпродукт «EXCEL».
Для получениядействительной индикаторной диаграммы «скругляем» расчетную диаграммуна участках, изображающих процессы сгорания и впуска-выпуска, так как показанона рисунке, с учетом углов впрыска и воспламенения топлива, открытия и закрытияклапанов.
3. Расчет развёрнутой индикаторнойдиаграммы
Исходные данные
число цилиндров 4
n1=1.35
Pz=10,38 МПа />/>
Pb=0.44 МПа n=1840
Pr=0.13МПа D=0.10S=0.9
Pa=0.12МПа
n2=1.25
Pc=5,87МПа
Степень сжатия />17, степеньпредварительного расширения />1,34впус 10 20 40 60 80 100 120 140 160 180 сжат 360 - 340 320 300 280 260 240 220 200 - расш - 370 380 400 420 440 460 480 500 520 540 вып 720 - 700 680 660 640 620 600 580 560 - - 0,00 0,00 0,02 0,03 0,05 0,07 0,09 0,10 0,11 0,11 - 0,01 0,04 0,15 0,30 0,48 0,65 0,80 0,91 0,98 1,00 - 15 13,21 9,76 4,93 2,87 1,94 1,48 1,23 1,09 1,02 1,00 впук. 0,12 - 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 сжат. 3,79 - 1,77 0,70 0,34 0,20 0,14 0,11 0,09 0,08 - расш. - 6,32 5,67 2,39 1,21 0,74 0,52 0,41 0,36 0,33 0,32 вып. 0,12 - 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,12 0,22 - 3.1 Силы,действующие в кривошипно-шатунном механизме
В кривошипно-шатунном механизмедействуют силы от давления газов Fr, динамические силы, выраженныечерез фиктивные силы инерции Fj и центробежные K¢¢, силы трения и полезного сопротивления.
3.2 Определение усилий,действующих на поршневой палец вдоль оси цилиндра
Вдоль оси цилиндра напоршень действует сила давления газов и силы инерции возвратно-поступательно движущихсямасс.
Для удобства сложения силдавления газов Fr и сил инерции Fjвозвратно-поступательно движущихся масс изображаем их в одинаковом масштабе,что позволяет графически получить суммарное усилие, действующее на поршневойпалец/>
Силы давления газовопределяем по формуле
/>, /> (68)
где Ps — текущее давление газов по индикаторной диаграмме, Па;
Po =98100 — атмосферное давление, Па;
D =0,094- диаметрцилиндра, м.
Сила инерции Fjскладывается из сил инерции первого Fj1 и второго Fj2порядков
/> (69)
где m — приведенная массавозвратно-поступательно движущихся частей, кг.
Приведенная массавозвратно-поступательно движущихся частей состоит из массы поршня и части массышатуна. В расчетах принимаем
m=mп+0,275mш;
mп=254/>=1,76 кг;
mш=300/>=2,08 кг;
m=1,76 +0,275/>2,08=2,33 кг;
где масса поршня mпи масса шатуна mш найдены по величине удельной массы этих узлов, тоесть массы, отнесенной к площади поршня. Для тракторных двигателей величиныудельных масс поршня и шатуна имеют следующие значения: mп=254, mш=300
Силы давления газов исилы инерции принимаем положительными, если они действуют к оси коленчатоговала, и отрицательными, если они направлены от коленвала. Определив по формулам(35), (36) величины Fr и Fj для различных значений углаповорота кривошипа, строим график зависимости суммарного усилия, действующего напоршень вдоль оси цилиндра от угла α. Результат расчетов сводим в таблицу(смотри приложение).3.3 Определениеусилий, действующих на шатунную шейку коленчатого вала
Суммарная сила F∑,действующая на поршневой палец, раскладываем на две составляющие (рис 1):
Нормальную
/> (70)
и силу S, направленнуювдоль оси шатуна
/> (71)
Силу S, действующую нашатунную шейку, разлаживаем на радиальную K¢ и тангенциальную Т составляющие,определяемые по формулам
/> (72)
/> (73)
Кроме того, на шатуннуюшейку действует центробежная сила /> вызваннаявращением масс шатуна, приведенных к его нижней головке. Величину /> определяем по формуле
/>, (74)
где mнгш =0.725/>mш =0,725/>2,08=1,508 – масса шатуна,приведенная к его нижней головке, кг.
Результирующая радиальная сила определяется алгебраической суммойсоставляющих /> и К', то есть
/> (75) Результатыдействующих усилий приведены в приложении.3.4 Определение параметровмаховика
Основным назначением маховика является обеспечение заданной равномерностивращения коленчатого вала и возможности трогания трактора с места. Причиной неравномерностивращения коленчатого вала двигателя при установившимся режиме является периодическийхарактер изменения крутящего момента.
Степень равномерности вращенияколенчатого вала при установившимся режиме характеризуется коэффициентом неравномерностихода
/>, (76)
где wmax – максимальная угловая скорость вала,рад/с;
wmin – минимальная угловая скорость вала,рад/с;
wср – средняя угловая скорость коленчатоговала, рад/с;
В то же время величина d определяется из соотношения
/>, (77)
где Lизб – избыточная работа крутящего момента,Дж;
Io – приведенный к оси коленчатого валамомент инерции движущихся масс двигателя />.
Для определения параметровмаховика необходимо найти его момент инерции, который для тракторных двигателейравен
Iм = 0,825 Io, (78)
где Io определяется из (62), причем избыточнаяработа Lизб берется из
соотношений Lизб / Lср =0,17.
Средняя работа крутящего момента
Lср = Mср Dj= Mср/>4p, (79)
где Dj — один цикл работы двигателя,выраженный в радианах (для четырехтактного двигателя Dj = 4p);
Mср – средний крутящий момент.
I0=Lизб/d/>w2=Lср/>0,17/d/>w2
I0=Мср/>p/>0,68/d/>w2
IМ=0,561/>p/>Мср/d/>w2
Для нахождения Mср построим кривую изменения суммарногокрутящего момента двигателя как функцию угла поворота a.
Для построения кривой моментовиспользуется график касательных сил Т, учитывая, что для одного цилиндра
Mкрц = Т/>r
Определение крутящего моментамногоцилиндрового двигателя производим путем суммирования крутящих моментов отдельныхцилиндров, для чего на график Мкрц первого цилиндра накладывают графикиМкрц остальных цилиндров, учитывая сдвиг фаз q
Для четырехтактных двигателейq = 7200/ 4 =1800;
Суммирование производим какграфически, так и аналитически, табличным способом (смотри приложение)
Средний крутящий момент
Мср=318 Н/>м;
Полученную величину Мсрконтролируем, используя формулу
/> Н/>м (80)
где Mе — эффективный крутящий момент;
ηмех — механический КПД
Ошибка ∆=(Мср.-Мср.гр)./ Мср../>100=0.Используя формулы (60), (61), (62), находим Iм.
Предварительно принимаем,что средний диаметр маховика равен
Dср =2,5S=2,5/>0,110=0,270 м,(81) где S – ход поршня.
Учитывая, что
/>, (82)
где mм – масса маховика.
/>, (83)
/>, (84)
/> /> (85)
Наружный диаметр маховикавыбирается с учетом условия прочности, которое выражается в том, чтобы окружнаяскорость Vм на ободе маховика не превышала допустимой (длячугунных маховиков Vм≤70м/с, для стальных литых Vм≤100м/с, для стальных штампованных Vм≤110м/с)
/> /> (86)
4. Построение теоретической регуляторнойхарактеристики
Регуляторнаяхарактеристика тракторного двигателя показывает зависимость эффективноймощности />, крутящего момента />, частоты вращенияколенчатого вала />, часового /> и удельного эффективного /> расходов топлива взависимости от скоростного и нагрузочного режимов двигателя, работающего нарегуляторе. Чаще всего регуляторную характеристику строим как зависимостьназванных параметров от частоты вращения коленчатого вала и крутящего моментадвигателя. Регуляторная характеристика двигателя имеет две ветви:непосредственно регуляторную – при ne³nен и внешнюю скоростную иликорректурную – при nenен. На корректурной ветвихарактеристики значения эффективной мощности /> иудельного эффективного расхода топлива /> рассчитываемв зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя /> по формуле
/> (87)
/>, (89)
где /> - опытные коэффициенты,усредненные значения которых в зависимости от типа двигателя.
/> - относительная частота вращения коленчатого валадвигателя.
Остальные параметрыдвигателя определяем из следующих соотношений крутящий момент двигателя
Часовой расход топлива
/>. (91)
На регуляторной ветвипринимается, что момент /> ичасовой расход изменяются линейно от номинальных значений до /> и /> при
/>,
где: /> = 1.07 — коэффициентоборотов холостого хода;
/>= 0.25...0.3.- коэффициент,учитывающий долю расхода топлива на
холостом ходу отноминального режима.
Промежуточные значенияпараметров двигателя на регуляторной ветви определяются по следующимсоотношениям. Крутящий момент на валу двигателя
/>. (92)
Часовой расход топлива
/>. (93)
Эффективная мощность
/>. (94)
Удельный расход топлива
/>. (95)
Результаты расчетов ипостроение теоретической регуляторной характеристики приведены в приложении.
5. Расчет и построениетеоретической тяговой характеристики
Определив основныеконструктивные и экономические характеристики (параметры) ДВС и трактора вцелом, строим тяговую характеристику.
Тяговой характеристикойназывают совмещенные графики зависимости мощности Nкр трактора,часового расхода топлива Gт, удельного расхода топлива qкр,рабочей скорости Vр, буксования и тягового КПД в зависимости от силытяги на крюке. Тяговая характеристика позволяет получить наглядноепредставление о тяговых и топливно-экономических показателях на различныхрежимах работы трактора.
Основой для построениятеоретической тяговой характеристики служат:
— тяговый расчеттрактора,
— регуляторнаяхарактеристика двигателя проектируемого трактора,
— зависимостькоэффициента буксования от силы тяги на крюке для заданного почвенногоагрофона.
При расчете тяговойхарактеристики трактора определяем величины теоретической и действительнойскорости />, касательной силы тяги икрюкового усилия />, крюковой илитяговой мощности />, удельногокрюкового расхода топлива/> накаждой передаче в функции от частоты вращения дизеля и а значения тягового КПДдля номинальной частоты.
Расчетные формулы имеютвид
/> (96)
/> (97)
где /> - коэффициент буксования.
При расчете коэффициентабуксования используем формулы, полученные путем аппроксимации усредненныхопытных кривых буксования для различных агрофонов.
Для колесных тракторов
δ=(0,762/>у-1,646/>у²+1,404/>у³)/(10,167-32,5/>φ+28,333/>φ²), при у>0,5(98)
δ=(0,29)/(10,167-32,5/>φ+28,333/>φ²), при у≤0,5
где
/>.
Касательная сила тяги, кН
/>. (99)
Сила сопротивлениякачению трактора, кН
/>. (100)
Крюковое усилие, кН
/>. (101)
Крюковая мощность, кВт
/>. (102)
Удельный крюковой расходтоплива, г/кВт×ч
/>. (103)
Тяговый КПД
/> (104)
Теоретическаятяговая характеристика показывает, как в заданных почвенных условиях приустановившемся движении на горизонтальном участке в зависимости от нагрузки накрюке трактора изменяются его основные эксплуатационные показатели: буксованиеведущих органов, скорость движения, тяговая мощность, удельный расход топлива итяговый КПД трактора.
При расчете и построениитеоретической тяговой характеристики используем лицензированный программныйпродукт «EXCEL».
Литература
1. Астахов М.В., Корнилов Е.И.Калуга: МГТУ им. Н.Э. Баумана Калужский филиал, 1998.
2. Чудаков Д.А. Основы теории трактораи автомобиля. М.: Колос, 1972.
3. Николаенко А.В. Теория,конструкция и расчет автотракторных двигателей. М.: Колос, 1984.
4. Львов Е.Д. Теория трактора. М.:Машгиз, 1952.
5. Балабин И.В., Прутин В.А.Автомобильные и тракторные колеса. Челябинск, 1963.