Расчет номинальной мощности двигателя

Тяговый расчет трактора

 

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

 =2727 H

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)

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.

 

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.

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

Расчет ДВС

 

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_ВП ρ_В 0.5 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 = 288⁰ К - 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

Процесс сжатия

 

Для дизелей: Та = 310⁰ – 350⁰ К.

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 =327,59 15^0,353 =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

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 = M α=0,499 1,35=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 =2 4,16=10,58 мПа (37)

 

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)

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

12	Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: