Ефимов М. А. Акимочкин А. В.

Ефимов М. А. Акимочкин А. В.

КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПО ТРАКТОРАМ И АВТОМОБИЛЯМ

Рекомендовано учебно-методическим объединением вузов по агроинженерному образованию в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений по специальностям

«Механизация сельского хозяйства» и «Технология обслуживания и ремонта машин в АПК»

Издательство Орел ГАУ

УДК 631.37(075.8)

M. А. Ефимов., А. В. Акимочкин

Курсовое проектирование по тракторам и автомобилям. Учебное пособие. - Орёл: Издательство Орёл ГАУ, 2003. - 130 с.

Рассмотрено и одобрено кафедрой тракторов и автомобилей Орловского государственного аграрного университета протокол № 7 от 25 апреля 2003 г.

Рекомендованы методической комиссией факультета агротехники и энергообеспечения и методическим советом ОрелГАУ, протокол № 7 от 28 апреля 2003г.

Рецензенты: Зав. Кафедрой “Автомобили и строительные, дорожные машины” Орловского Государственного Технического Университета, профессор, д. т. н., Бочаров В.С.

Профессор кафедры технологии и предпринимательства Орловского Государственного Университета Платонов В.В.

УДК 631, 37(075, 8) © Ефимов М.А.

Акимочкин

А.В

©ОрелГАУ

Введение

Учебное пособие разработано в соответствии с типовой учебной программой по дисциплине «Тракторы и автомобили» в помощь студентам специальности 31.13.00 при выполнении ими курсовой работы по разделам «Теория, основы расчета и анализ работы тракторных двигателей» и «Теория, основы расчета и анализ работы тракторов и автомобилей».

Учебное пособие содержит: тепловой расчет двигателя, расчет и построение характеристик двигателя, динамический и кинематический расчеты двигателя, расчет и построение мощностного баланса трактора, расчет и построение тяговой характеристики трактора со ступенчатой трансмиссией.

В учебном пособии приведены необходимые справочные материалы, значения показателей и параметров, применяемых в расчетах. Даны справочные данные по характеристикам наиболее широко распространённых двигателей, техническим характеристикам серийно выпускаемых тракторов и автомобилей.

1.РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

На современных отечественных тракторах и автомобилях устанавливают двигатели внутреннего сгорания, в которых топливо сжигается непосредственно внутри цилиндра. При этом химический энергия сгорающего топлива преобразуется в механическую работу при помощи рабочего тела - газов, претерпевающих в процессе работы ряд изменений своего состояния. Совокупность этих изменений (процессов), периодически повторяющихся в каждом цилиндре и обусловливающих работу двигателя, называется действительным циклом двигателя внутреннего сгорания.

Действительный цикл состоит из реальных процессов, протекающих в цилиндре двигателя при переменных теплоёмкостях воздуха и продуктов сгорания.

Расчёт процессов действительного рабочего цикла позволяет определить с достаточной точностью значения основных параметров (показателей) вновь разрабатываемых двигателей для любых заданных условий его работы, оценить влияние отдельных факторов на протекание процессов и показатели цикла в целом. При этом устанавливают характер изменения давления и температуры в каждом процессе, определяют основные размеры проектируемого двигателя, а также решают вопросы повышения его надёжности с учётом полученных расчётных тепловых и динамических нагрузок.

В связи с большой сложностью происходящих в цилиндре двигателя физико-химических явлений в расчётах процессов принимают упрощения и допущения, с тем, чтобы для их воспроизведения и анализа применить обычные термодинамические уравнения.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ

Исходные данные для расчёта

В зависимости от поставленных целей и задач курсовой работы исходные данные либо выдаются преподавателем (при проектировании нового двигателя), либо выбираются студентом самостоятельно по двигателю-прототипу (при проверочном расчёте двигателя).

Общепринятыми исходными данными являются:

• давление окружающей среды

• дизельное топливо марки «Л» (ГОСТ 305-82); низшая удельная теплота сгорания топлива =42500 кДж/кг; средний элементарный состав: С = 0, 857; Н = 0, 133; О = 0, 01,

где С, Н, О - массовые доли в 1 кг топлива;

• бензин АИ-93 (ГОСТ 2084-77); низшая удельная теплота сгорания топлива =43930 кДж/кг; средний элементарный состав: С = 0, 855; Н=0, 145.

Параметры рабочего тела

1.2.1 Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма топлива

Теоретически необходимым называется количество воздуха /о, кг, достаточное для полного сгорания 1 кг топлива. Оно зависит от элементарного состава топлива и рассчитывается по стехиометрическим отношениям:

(1.1)

При делении /о на среднюю молярную массу воздуха /л теоретически необходимое количество Lo, выразится в киломолях

(1, 2)

где масса I кмоля воздуха ( =218, 96 кг/кмоль.).

Количество свежего заряда

В цилиндр карбюраторного двигателя поступает свежий заряд, состоящий из воздуха и топлива, называемый горючей смесью.

В дизельном двигателе топливовоздушная смесь приготавливается в камере сгорания при впрыскивании топлива.

Число киломолей горючей смеси Mi, кмоль, определяется по формуле:

(1.3)

где а - коэффициент избытка воздуха;

-молекулярная масса паров топлива (для автомобильных бензинов находится в пределах от 110 до 120 кг/кмоль, для дизельных топлив – от 180 до 200 кг/кмоль.)

Отношение действительного количества воздуха участвующего в сгорании одного килограмма топлива, к теоретически необходимому , называется коэффициентом избытка воздуха и обозначается .

(1, 4)

Коэффициент избытка воздуха влияет на количество выделяемой теплоты и состав продуктов сгорания. Величина зависит от процессов смесеобразования и режимов работы двигателя. Ориентировочные значения а на номинальном режиме работы двигателя находятся в следующих пределах [2]:

• для карбюраторных двигателей - от 0, 75 до 0, 95;

• для дизелей с неразделёнными камерами сгорания и объёмным смесеобразованием - от 1, 5 до 1, 8;

• для дизелей с плёночным смесеобразованием - от J, 45 до

1, 55;

• для вихревых и предкамерных дизелей - от 1, 25 до 1, 45;

• для дизелей с наддувом - от 1, 35 до 2.

Расчёт впуска

Давление воздуха на впуске

Для карбюраторного и дизельного двигателя без наддува давление на впуске , МПа, можно принять равным атмосферному , МПа:

(1.12)

В двигателе с наддувом воздух в цилиндры поступает из компрессора, где он предварительно сжимается. В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления , МПа. наддувочного воздуха [3]:

• при низком наддуве , МПа;

• при среднем наддуве , МПа;

• при высоком наддуве , МПа.

Плотность заряда на впуске

Плотность заряда на впуске , определяется по формуле:

(1.15)

где - удельная газовая постоянная воздуха, = 287 Дж/(кг град).

1.3.4 Давление в конце впуска

Давление в цилиндре двигателя в процессе впуска непрерывно изменяется, что обусловлено соответствующим изменением проходного сечения клапана и скорости поршня, и участок впуска на индикаторной диаграмме будет иметь волнообразный характер.

Так как впускная система двигателя оказывает сопротивление прохождению заряда, то давление Ра для двигателей без наддува всегда ниже, а у двигателей с наддувом всегда выше атмосферного.

Сопротивление впускной системы зависит от многих факторов, в том числе от длины трубопроводов и их сечения, наличия во впускной системе колен, их радиуса и числа, от шероховатостей стенок трубопроводов и т. д. и характеризуется величиной которая выбирается в зависимости от типа двигателя.

У четырёхтактных двигателей значение находится в

следующих пределах [2]:

• для карбюраторных двигателей , МПа;

• для дизелей без наддува , МПа;

• для дизелей с наддувом , МПа,

Приметшие. Для наглядности индикаторной диаграммы рекомендуется значение для карбюраторных двигателей и дизельных двигателей без наддува брать максимальным, а для двигателей с наддувом - минимальным.

Тогда давление в конце впуска Ра, МПа, будет:

(1.16)

По экспериментальный данным [2], Ра для карбюраторных двигателей, работающих на номинальном режиме, находятся в пределах от 0, 07 до 0, 09 МПа. Дизели имеют более высокое значение Ра по сравнению с карбюраторными двигателями при сопоставимых скоростных режимах, что объясняется меньшим сопротивлением впускной системы (« основном из-за отсутствия карбюратора). В случае применения наддува Ра может быть повышено от 0, 15 до 0, 2 МПа и более.

Для четырёхтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой давление Ра может быть принято равным атмосферному, так как точка соответствует открытию выпускного окна. Для двухтактных двигателей с прямоточной продувкой Ра = (0, 85...1, 05) * Рк.

Температура в конце впуска

Температура газа, находящегося в цилиндре двигателя _вконце впуска, зависит от температуры рабочего тела , температуры остаточных газов , коэффициента остаточных газов подогрева свежего заряда :

(1, 19)

У современных четырёхтактных двигателей значение варьирует в следующих пределах:

• для карбюраторных двигателей - от 320 до 380 К;

• для дизелей без наддува - от 310 до 350 К;

• для четырёхтактных дизелей с наддувом и двухтактные дизелей с прямоточной продувкой - от 320 до 400 К.

Коэффициент наполнения

Коэффициент наполнения представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндр в процессе впуска, к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объёме цилиндра Vh при условии, что температура и давление в нём равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд ( и -для двигателей без наддува; и - для двигателей с наддувом).

(1, 20)

Для четырёхтактных двигателей значение составляет

• для карбюраторных двигателей - от 0, 75 до 0, 85;

• для дизелей без наддува - от 0, 8 до 0, 9;

• для дизелей с наддувом (при 0, 2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха) - от 0, 8 до 0, 95

• для двухтактных дизелей с прямоточной продувкой - от0, 75 до 0, 85

Расчёт сжатия

Показатель политропы сжатия

При сжатии воздуха температура деталей остаётся примерно неизменной. Воздух в начале сжатия имеет температуру меньшую, чем окружающие поверхности, а затем его температура за счёт сжатия становится выше температуры окружающих деталей. Вследствие этого изменяется направление теплопотока. Наличие теплообмена определяет процесс сжатия как политропный: , с переменным показателем , зависящим от характера теплообмена и количества переданной теплоты.

С учётом реальных условий теплообмена в двигателе на показатель политропы будут влиять конструктивные параметры, режимы работы и условия эксплуатации двигателя.

Наибольшее влияние на оказывает частота вращения коленчатого вала п, так как сокращается время теплообмена и уменьшается утечка воздуха через зазоры поршневых колец.

При п от 600 до 2500 мин можно пользоваться ориентировочной зависимостью:

(1, 21)

где - показатель политропы сжатия;

п - частота вращения коленчатого вала, мин .

При увеличении диаметра цилиндра D с сохранением хода поршня S, показатель политропы увеличивается, т. к. уменьшается отношение площади поверхности цилиндра к объёму, и теплоотдача от воздуха понижается. Уменьшение S при сохранении D приводит к увеличению теплоотдачи, и - уменьшается.

Ориентировочные значения показателя политропы сжатия для современных автотракторных двигателей находятся в следующих пределах:

• для карбюраторных двигателей (при полном открытии дроссельной заслонки) -1, 34...1, 39;

• для дизелей без наддува - 1, 36... 1, 4;

• для дизелей с наддувом (при давлении наддува)

0, 2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после компрессора) - 1, 35... 1, 38.

Давление в конце сжатия

Расчёт давления в конце сжатия , МПа, ведут по уравнению политропического процесса:

(1.22)

Ориентировочные значения для современных автотракторных двигателей находятся в следующих пределах [2]

• длякарбюраторных двигателей при полном открытии дроссельной заслонки - от 0, 9 до 1, 6 МПа;

• для дизелей без наддува - от 3, 5 до 5, 5 МПа;

• для дизелей с наддувом (при давлении наддува

0, 2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после компрессора) - от 6 до 8 МПа.

Температура в конце сжатия

Расчёт температуры в конце сжатия Тс, К, ведут по уравнению политропического процесса:

(1.23)

Для современных автотракторных двигателей значения Тс находятся в следующих пределах [2]:

• для карбюраторных двигателей при полном открытии дроссельной заслонки - от 650 до 800 К;

• для дизелей без наддува - от 700 до 900 К;

• для дизелей с наддувом при давлении наддува

0, 2 МПа и без промежуточного охлаждения - от 900 до 1000 К.

Расчёт сгорания

В процессе сгорания топлива в цилиндре двигателя выделяется теплота, которая идёт на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы. Для определения температуры и давления в конце сгорания принимают, что процесс сгорания в карбюраторном двигателе происходит при постоянном объёме (при V = const, прямая cz на рисунке 1), а у дизельных двигателей - по смешанному циклу (при V = const и Р = const, прямые cz и zz' на рисунке 2).

Степень повышения давления

(1.43)

Расчёт расширения

1.6.1 Степень предварительного расширения (для дизельных двигателей )

(1.44)

где - степень предварительного расширения.

Для современных автотракторных дизелей значения находятся в пределах от 1, 2 до 2, 4 [2].

Давление в конце расширения

Значение давления в конце процесса расширения , МПа, рассчитывают по уравнению политропического процесса.

• для карбюраторных двигателей:

(147)

• для дизельных двигателей:

(1.48)

Для современных автотракторных двигателей значения находятся в следующих пределах [2]:

• дня карбюраторных двигателей - от 0, 35 до 0, 6 МПа;

• для дизельных двигателей - от 0, 2 до 0, 5 МПа.

Выпуск

Из-за периодичности процесса выпуска и переменной скорости поршня в выпускном трубопроводе происходят колебания давления газов по времени. Поэтому линия выпуска, получаемая при снятии индикаторных диаграмм, имеет волнообразный характер подобно линии впуска.

Значение давления зависит от частоты вращения, времени - сечения клапанов, фаз газораспределения, длины трубопроводов и общего сопротивления выпускной системы.

Индикаторная мощность

Работа, совершаемая газами внутри цилиндров в единицу времени, или мощность, соответствующая индикаторной работе цикла, называется индикаторной мощностью Ni, кВт.

(1.64)

где - число цилиндров;

п - частота вращения коленчатого вала двигателя, мин ;

- тактность двигателя.

Индикаторная мощность зависит от четырёх параметров, поэтому для её повышения принципиально можно использовать увеличение любого из них. Преимущественно, при форсировании двигателей используют два параметра: Pi и п. Увеличение среднего индикаторного давления Pi достигается применением наддува, а повышение частоты вращения п -увеличением коэффициента наполнения, уменьшением механических потерь в дизеле и улучшением процессов смесеобразования и сгорания при высокой частоте вращения.

Увеличение рабочего объёма и количества цилиндров

приводит к увеличению размеров двигателя и повышению металлоёмкости, что ухудшает массовые и габаритные показатели двигателя. Однако при необходимости получения большой мощности в одном агрегате и невозможности дальнейшего повышения Pi и п в данном двигателе, необходимо создавать двигатель с большим рабочим объёмом.

Индикаторный коэффициент полезного действия (КПД)

Индикаторный КПД , представляет собой отношение

количества теплоты, эквивалентного индикаторной работе действительного цикла, ко всему количеству затраченной теплота или к теплотворности топлива, умноженной на цикловую подачу топлива:

(1.65)

Для расчёта удобнее использовать формулу:

(1.66)

где -низшая удельная теплота сгорания топлива, МДж/кг.

Для современных автотракторных двигателей на номинальном режиме работы значение индикаторного КПД составляет [2]:

• для карбюраторных двигателей - от 0, 28 до 0, 38;

• для дизельных двигателей - от 0, 42 до 0, 52;

• для газовых двигателей - от 0, 26 до 0, 34.

Средняя скорость поршня

(1.68)

где - средняя скорость поршня, м/с;

S - ход поршня, мм;

п - частота вращения коленчатого вала, мин .

Механический КПД

Механический КПД - оценочным показатель механических потерь в двигателе. Он характеризует долю или , переходящую в или ,

(1.75)

При работе автотракторных двигателей на номинальном режиме значение находится в следующих пределах [2]:

• для четырёхтактных карбюраторных двигателей - от 0, 7 до 0, 85;

• для четырёхтактных дизелей без наддува - от 0, 7 до 0, 82;

•для четырёхтактных дизелей с наддувом - от 0, 8 до 0, 9;

• для газовых двигателей - от 0, 75 до 0, 85;

•для двухтактных высокооборотных дизелей - от 0, 7 до 0, 85.

Эффективная мощность

Эффективная мощность , кВт – это мощность двигателя, снимаемая с коленчатого вала.

(1.76)

Эффективный КПД

Доля теплоты, превращаемой в эффективную (полезную) мощность на валу дизеля, называется эффективным коэффициентом полезного действия.

Этот коэффициент оценивает степень использования теплоты в двигателе с учётом всех тепловых и механических потерь:

(1.77)

Для автотракторных двигателей на номинальном режиме работы значение эффективного КПД находится в следующих пределах [2]:

• для карбюраторных двигателей - от 0, 25 до 0, 33;

• для дизельных двигателей - от 0, 35 до 0, 4;

• для газовых двигателей - от 0, 23 до 0, 3.

Эффективный крутящий момент

(1.79)

где -эффективный крутящий момент, Н м;

- частота вращения коленчатого вала двигателя, мин .

Часовой расход топлива.

(1.80)

где - часовой расход топлива, кг/ч.

1.11 Определение основных параметров цилиндра и двигателя

При проектировании нового двигателя параметры S и D неизвестны, тогда поступают следующим образом.

Литраж двигателя

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и эффективному давлению определяется литраж двигателя:

(1.81)

где - необходимая мощность двигателя, кВт;

- тактность двигателя;

Рабочий объём цилиндра

Рабочий объём одного цилиндра, л:

(1.82)

Диаметр цилиндра

Для определения диаметра цилиндра задаться параметром

0, 7... 1, 2 - для карбюраторных двигателей;

0, 9... 1, 3 - для дизельных двигателей.

Тогда диаметр цилиндра:

(1.83)

Ход поршня

(1.84)

Полученные значения S и D округляют до целых чисел с цифрой ноль или пять на конце.

Результаты расчётов индикаторных и эффективных показателей заносим в таблицу 2.

Давление МПа	Мощность кВт	КПД	Удельный расход топлива, г/кВт-ч	Крутящий момент, Нм	Часовой расход топлив*, кг/ч

Крутящего момента

Текущие значения эффективного крутящею момента , Нм, определяются по формуле:

(2.6)

Получая значения , сравнивают их между собой до тех пор, пока какое-то значение станет максимальным, например:

следовательно .После определения рассчитываем еще два значения .

ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ

При работе двигателя только часть теплоты, подведенной с топливом, используется для совершения полезной работы, остальная часть теплоты составляет тепловые потери. Распределение теплоты, полученной при сгорании вводимого в цилиндр топлива, называют тепловым балансом.

Уравнение теплового баланса имеет вид:

(3.1)

где - общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом;

- количество теплоты, эквивалентное полезной работе;

- теплота, отводимая через систему охлаждения;

- теплота, унесенная с отработавшими газами;

-теплота, потерянная из-за неполноты сгорания топлива;

- прочие потери теплоты.

Общее количество теплоты, подведенное с топливом:

кДж/с (3.2)

Теплота, эквивалентная эффективной работе:

кДж/с (3.3)

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

(3.4)

где - расход воды, проходящей через систему, кг/с,

= 4, 19 кДж/кг-К - теплоемкость воды;

- соответственно температура воды на выходе и входе в двигатель.

Теплота, унесенная с отработавшими газами:

(3.5)

-расход топлива двигателем, кг/с;

и - соответственно средние молярные теплоемкости отработавших газов и свежего заряда Дж/(кмоль град);

- температура отработавших газов на выходе из двигателя, °К;

- температура свежего заряда на впуске в двигатель, К.

Теплота, потерянная из-за неполноты сгорания топлива:

(3.6)

где - количество теплоты, теряемой в связи с неполнотой сгорания из-за недостатка кислорода, кДж/кг:

(3.7)

Прочие потери:

(3.8)

Анализ составляющих теплового баланса используют для расчета систем охлаждения, смазки и наддува. Установлено, что в режиме полной нагрузки теплота расходуется наиболее полезно.

Ниже даны примерные значения отдельных составляющих в процентах от .

Таблица 4 - Примерные значения отдельных составляющих в процентах от .

Показатели	Тип двигателя
Карбюраторный	Дизель
	24 - 30	37-40
	20-35	18-23
	35-55	30-40
	0-30	0-5
	3-10	2-5

Расчёт перемещения поршня

Перемещение поршня S, м, в зависимости от угла поворота кривошипа для двигателей с центральным кривошипно-шатунным механизмом определяется по формуле:

(4.1)

где R - радиус кривошипа, м. В расчётах принимают:

, где S - ход поршня, м;

- угол поворота кривошипа в градусах;

- постоянная кривошипно-шатунного механизма, которая представляет собой отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, принимается по двигателю прототипу, либо задаётся в исходных данных.

Перемещение поршня в соответствии с выражением (4.1) может быть представлено как сумма гармонических перемещений первого и второго порядков:

(4.2)

где - перемещение первого порядка, м;

- перемещение второго порядка, м.

Отсюда следует, что при повороте кривошипа из положения В. М. Т. на первую четверть окружности ( = 90°) поршень проходит больший путь, чем при повороте кривошипа на вторую четверть окружности. Это объясняется тем, что движение поршня происходит под влиянием двух причин: перемещение шатуна вдоль оси цилиндра и отклонение шатуна от оси цилиндра, с которой он совпадает при положении поршня в В. М. Т. и Н. М. Т. Оба эти фактора вызывают перемещение поршня в одном направлении, вследствие чего поршень за первые девяносто градусов поворота коленчатого вала проходит больше половины своего пути. При этом перемещение первого порядка отличается от перемещения второго порядка на величину , которую называют поправкой Ф. Брикса.

Результаты расчётов перемещения первого, второго порядка и суммарное заносят в таблицу 5.

Расчёт скорости поршня

Скорость поршня , м/с. зависит от угла поворота кривошипа и определяется путём дифференцирования уравнения перемещения поршня по времени, исходя из выражения:

(4.3)

где - угловая скорость вращения кривошипа, с

(4.4)

где - номинальная частота вращения коленчатого вала, мин .

Скорость поршня в соответствии с выражением (4.3) может быть представлена как сумма скоростей первого и второго порядков:

(4.5)

где - скорость поршня первого порядка, м/с;

- скорость поршня второго порядка, м/с.

Результаты расчётов скорости первого, второго порядков и суммарной - заносят в таблицу 5.

Расчёт ускорения поршня

Ускорение поршня , м/с, определяется путём дифференцирования уравнения скорости поршня по времени и рассчитывается по формуле:

(4.6)

Ускорение поршня в соответствии с выражением (4.6) может быть представлена как сумма ускорений первого и второго порядков:

(4.7)

где - ускорение поршня первого порядка, м/с²;

- ускорение поршня второго порядка, м/с².

Результаты расчётов ускорения первого, второго порядков

и суммарного заносим в таблицу 5.

Таблица 5 - Результаты расчёта кинематических параметров КШМ

Угол поворота кривошипа	Перемещение поршня, м	Скорость поршня, м/с	Ускорение лотлиня, м/с³

По результатам таблицы 5 строят графики перемещения, скорости и ускорения поршня.

0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330

в.м.т. н.м.т. в.м.т.

Рис. 7 - Кривые перемещения поршня.

12 3 4 5 6 7 8 9 10 Следующая ⇒