Курсовая работа : Расчет автотракторного двигателя Д-248 


Полнотекстовый поиск по базе:

Главная >> Курсовая работа >> Промышленность, производство


Расчет автотракторного двигателя Д-248




БЕЛГОРОДСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ

СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ.

Кафедра тракторов автомобилей

ремонта и эксплуатации МТА

Курсовой проект

на тему: Расчет автотракторного двигателя Д-248.

Выполнил: студент 41 гр.

Проверил: Навицкий А.С.

Белгород.

Исходные данные:

Марка трактора

n об/мин

Агрофон

ε

α

λ

ξ

δ

Двигатель

ЛТЗ-60

2000

культивация

16

1,6

2,2

0,88

2,3

Д-248

1.Тепловой расчет двигателя

Тепловой расчет двигателя позволяет аналитически с достаточной степенью точности определить основные параметры вновь проектируемого или модернизированного двигателя, а также оценить индикаторные и эффективные показатели работы созданного двигателя. Рабочий цикл рассчитывают для определения индикаторных, эффективных показателей работы двигателя и температурных условий работы двигателей, основных размеров, а также выявления усилий, действующих на его детали, построение характеристик и решения ряда вопросов динамики двигателя. Результаты теплового расчета зависят от совершенства оценки ряда коэффициентов, используемых в расчете и учитывающих особенности проектируемого двигателя. Они будут тем ближе к действительным, чем больше используются фактические данные испытаний таких двигателей, которые по ряду основных параметров близки к проектируемому.

В качестве исходных данных для теплового расчета задаемся следующим:

тип двигателя - четырехтактный, четырехцилиндровый, однорядный, однокамерный дизель. Номинальная мощность дизеля N=60кВт, номинальная частота вращения nн=2000об/мин; степень сжатия ε=16, коэффициент тактности τ=4; коэффициент избытка воздуха α=1,6.Дизельное топливо ,,Л,, (ГОСТ305-82); низшая удельная теплота сгорания топлива Qн=42500кДж/кг; средний элементный состав: С=85,7%, Н=13,3%, Q=1%. Расчет ведем для сгорания 1кг топлива. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива:

или

где μв- масса 1-го кмоля воздуха(μв=28,96кг/кмоль).

Количество свежего заряда:

Общее количество продуктов сгорания:

При этом химический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

Параметры окружающей среды и остаточные газы. Атмосферные условия принимаем следующие: P0=0,1МПа, T0=288K. Давление окружающей среды

P0= Pк=0,1МПа, температура окружающей среды T0= Tк=288 K. Давление и температура остаточных газов: , принимаем Tr=930К.

Процесс впуска. Принимаем температуру подогрева свежего заряда

Плотность заряда на впуске:

где Rв=287Дж/кг∙град- удельная газовая постоянная для воздуха.

Принимаем и

Тогда потери давления на впуске в двигатель:

Давление в конце впуска:

Коэффициент остаточных газов:

Температура в конце впуска:

Коэффициент наполнения:

Процесс сжатия. Показатель политропы сжатия можно определить по эмпирической формуле:

Давление в конце сжатия:

Температура в конце сжатия:

Средняя молярная теплоемкость заряда(воздуха) в конце сжатия (без учета влияния остаточных газов):

Число молей остаточных газов:

Число молей газов в конце сжатия до сгорания:

Процесс сгорания. Средняя молярная теплоемкость при постоянном давлении для продуктов сгорания жидкого топлива в дизеле:

Число молей газов после сгорания:

Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

Принимаем коэффициент использования теплоты . Тогда количество теплоты передаваемой газом на участке cz.z при сгорании 1кг топлива:

Принимаем степень повышения давления λ=2,2. Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания для дизеля:

Решаем уравнение относительно Tz и находим Tz= 2380

Степень предварительного расширения:

Процесс расширения. Степень последующего расширения:

С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров дизеля принимаем n2= 1,17. Тогда

Проверим правильность ранее принятой температуры остаточных газов:

Индикаторные параметры рабочего цикла двигателя:

Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы ν=0,95.

Среднее индикаторное давление цикла для скругленной индикаторной диаграммы:

Индикаторный КПД.

Индикаторный удельный расход топлива:

Эффективные показатели двигателя. Принимаем предварительную среднюю скорость поршня Wп.ср=8,3м/с.

Среднее давление механических потерь:

Среднее эффективное давление:

Механический КПД:

Эффективный КПД:

Эффективный удельный расход топлива:

Основные параметры цилиндра и удельные параметры двигателя:

Мощность двигателя:

Площадь поршня:

Средняя скорость поршня:

Эффективный крутящий момент двигателя:

Часовой расход топлива:

Удельная поршневая мощность:

Если принять массу сухого двигателя без вспомогательного оборудования Gсух=430кг, то литровая масса:

и удельная масса:

2.Кинематический расчет.

Основная задача кинематического расчета состоит в определении закона движения поршня и шатуна. При этом в кинематическом расчете делаются допущения, что вращение коленчатого вала происходит с постоянной угловой скоростью Это позволяет рассчитывать все кинематические параметры механизма в зависимости от угла поворота кривошипа коленчатого вала φ , который при пропорционален времени, т.е. или , так как и .

Исходные данные: двигатель- с центральным кривошипно - шатунным механизмом; номинальная частота вращения коленчатого вала ;

ход поршня - ; радиус кривошипа - ; постоянная

Угловая скорость кривошипа:

При работе двигателя поршень совершает возвратно-поступательные движения, для характеристики которого определяют перемещение Sx, скорость Wп и ускорение jп. Рассчитываем перемещения поршня Sx, скорости поршня Wп , ускорения поршня jп. Через каждые 10° поворота коленчатого вала и полученные значения заносим в таблицу. Формула для расчета перемещения поршня имеет вид:

Скорость поршня определяется по формуле:

Ускорения поршня определяется по формуле:

Средняя скорость поршня:

Кинематические параметры двигателя.

φп.к.в.

Sп

Wп

jп.

φ°п.к.в.

0-180°

180-360°

0-180°

180-360°

0-180°

180-360°

0

0

0

0

0

3367,3

3367,3

360

10

0,0011

0,0011

2,780

-2,780

3380,4

-3380,4

350

20

0,0045

0,0045

5,428

-5,428

3036,0

-3036,0

340

30

0,012

0,012

7,805

-7,805

2646,5

2646,5

330

40

0,0174

0,0174

9,79

-9,79

2144,2

2144,2

320

50

0,0263

0,0263

11,358

-11,358

1562,6

1562,6

310

60

0,0362

0,0362

12,404

-12,404

947,0

947,0

300

70

0,0468

0,0468

12,939

-12,939

336,6

336,6

290

80

0,0576

0,0576

12,976

-12,976

-234,2

-234,2

280

90

0,0683

0,0683

12,565

-12,565

-736,5

-736,5

270

100

0,0785

0,0785

11,772

-11,772

-1149,6

-1149,6

260

110

0,0878

0,0878

10,677

-10,677

-1465,3

-1465,3

250

120

0,0963

0,0963

9,358

-9,358

-1683,6

-1683,6

240

130

0,097

0,1034

7,892

-7,892

-1817,8

-1817,8

230

140

0,1093

0,1093

6,344

-6,344

-1886,3

-1886,3

220

150

0,1140

0,1140

4,750

-4,750

-1910

-1910

210

160

0,1173

0,1173

3,167

-3,167

-1907,3

-1907,3

200

170

0,1192

0,1192

1,578

-1,578

-1899,4

-1899,4

190

180

0,1200

0,1200

0

0

-1894,2

-1894,2

180

3. Построение индикаторной диаграммы.

В соответствии с текущими данными данными дизеля принимаем: , , ,.

В результате теплового расчета получены давления в характерных точках диаграммы:

Значения показателей политропы сжатия и расширения:

Степень предварительного расширения: .

Степень последующего расширения: .

Среднее индикаторное давление:

  1. Для построения расчетной индикаторной диаграммы определяем относительную высоту камеры сгорания :

2) Рассчитываем степень сжатия Еx, давление на участке сжатия рcx, степень последующего расширения δx, текущее давление на участке расширения рвx:

;

;

;

.

Полученные данные заносим в таблицу.

φ°

п.к.в.

Sx

Sx+hс

Политропа расширения

Политропа сжатия

φ°

п.к. в.

δx

рвx

Еx

рcx

0

0

0,133

-

-

-

3

4,455

0,396

360

10

0,018

0,151

-

-

-

2,880

4,216

0,375

350

20

0,072

0,205

-

-

6,870

2,648

3,761

0,334

340

30

0,192

0,325

1,900

2,119

4,007

2,409

3,306

0,294

330

40

0,278

0,411

2,403

2,789

3,045

2,323

3,147

0,280

320

50

0,421

0,554

3,239

3,955

2,147

2,240

2,994

0,266

310

60

0,579

0,712

4,164

5,307

1,600

2,186

2,898

0,257

300

70

0,749

0,882

5,158

6,817

1,246

2,150

2,833

0,252

290

80

0,922

1,055

6,169

8,405

1,010

2,126

2,789

0,248

280

90

1,093

1,226

7,169

10,02

0,847

2,108

2,758

0,245

270

100

1,256

1,389

8,123

11,598

0,732

2,095

2,735

0,243

260

110

1,405

1,538

8,994

13,065

0,649

2,086

2,718

0,241

250

120

1,541

1,674

9,789

14,426

0,587

2,079

2,706

0,240

240

130

1,552

1,685

9,853

14,537

0,584

2,078

2,705

0,240

230

140

1,749

1,882

11,006

16,546

0,513

2,070

2,690

0,239

220

150

1,824

1,957

11,444

17,319

0,490

2,067

2,686

0,239

210

160

1,877

2,01

11,754

17,869

0,475

2,066

2,683

0,238

200

170

1,907

2,04

11,929

18,181

0,467

2,065

2,681

0,238

190

180

1,92

2,053

12,006

18,319

0,463

2,064

2,680

0,238

180

По полученным точкам строим индикаторную диаграмму.

Проектируем расчетную индикаторную диаграмму с целью ее приближения к действительной с учетом данных по фазам распределения и углу опережения впрыскивание топлива для дизеля Д-248, которые приведены в таблице.

Обозначение точек на

диаграмме.

Положение точек на

диаграмме.

Расчетное положение

точек в масштабе диаграммы.

с

16° до в.м.т.

16° после в.м.т.

40° после н.м.т.

15° до в.м.т.

40° до н.м.т.

4.Динамический расчет двигателя

Исходные данные: угловое ускорение кривошипа: , угловая скорость кривошипа , постоянная кривошипно-шатунного механизма ; приведенные массы деталей кривошипно-шатунного механизма: площадь поршня Fп=0,009498м²

1) Определение значения избыточного давления газов на поршень по формуле , полученные значения вносим в таблицу.

2) Центробежная сила инерции:

3) Расчетные значения сил инерции поступательно движущихся масс Pj также приведены в таблице.

4) Расчетные значения сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме одного цилиндра за один рабочий цикл дизеля, приведены в таблице. При этом соответствующие значения тригонометрических функций для постоянной также приведены в таблице.

5) Для контроля правильности сил рекомендуются сделать проверку сравнения среднего значения потенциальной силы T, определенным по данным таблицы, со средним значением тангенциальной силы, полученного по данным теплового расчета. Разница в полученных расчетов не должна превышать 5%.

Для рассматриваемого дизеля: расчет сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме одного цилиндра двигателя Д-248.

φ

Pги

0

0

0

-7,83234

-7,83234

0

0

1

-7,83234

0

0

1

-7,83234

5,80766

7,83234

30

0

0

-6,15576

-6,15576

0,137

-0,84334

0,797

-4,90614

0,619

-3,81041

1,009

-6,21166

8,73386

6,212039

60

0

0

-2,20272

-2,20272

0,242

-0,53306

0,29

-0,63879

0,987

-2,17409

1,029

-2,26617

13,00121

2,265992

90

0

0

1,713099

1,713099

0,283

0,484807

-0,283

-0,48481

1

1,713099

1,039

1,780768

13,15519

1,780379

120

0

0

3,916054

3,916054

0,242

0,947685

-0,71

-2,7804

0,745

2,91746

1,029

4,028862

10,8596

4,030161

150

0

0

4,44266

4,44266

0,137

0,608644

-0,934

-4,14944

0,381

1,692653

1,009

4,483007

9,49056

4,481398

180

0

0

4,405909

4,405909

0

0

-1

-4,40591

0

0

1

4,405909

9,23409

4,40591

210

0

0

4,44266

4,44266

-0,137

-0,60864

-0,934

-4,14944

-0,381

-1,69265

1,009

4,403033

9,49056

4,481397

240

0,05

0,474

3,916054

4,391429

-0,242

-1,06273

-0,71

-3,11791

-0,745

-3,27161

1,029

4,267666

10,52209

4,51938

270

0,12

1,139

1,713099

2,853999

-0,283

-0,80768

-0,283

-0,80768

-1

-2,854

1,039

2,746871

12,83232

2,966085

300

0,31

2,944

-2,20272

0,744602

-0,242

-0,18019

0,29

0,215935

0,987

0,734923

1,029

0,723617

13,85594

0,765989

330

1,05

9,972

-6,15576

3,827114

-0,137

-0,52431

0,797

3,05021

-0,619

-2,36898

1,009

3,792977

16,69021

3,862104

360

4,25

40,366

-7,83234

32,57453

0

0

1

32,57453

0

0

1

32,57453

46,21453

32,57453

390

7,01

66,580

-6,15576

60,4918

0,137

8,287377

0,797

48,21197

0,619

37,44443

1,009

59,95223

61,85197

61,0449

420

2,75

26,119

-2,20272

23,9429

0,242

5,794181

0,29

6,94344

0,987

23,63164

1,029

23,26812

20,58344

24,63059

450

1,43

13,582

1,713099

15,30882

0,283

4,332396

-0,283

-4,3324

1

15,30882

1,039

14,73419

9,3076

15,91005

480

0,93

8,833

3,916054

12,75803

0,242

3,087442

-0,71

-9,0582

0,745

9,50473

1,029

12,39847

4,5818

13,12977

510

0,77

7,313

4,44266

11,76343

0,137

1,61159

-0,934

-10,987

0,381

4,481868

1,009

11,65851

2,653

11,86597

540

0,71

6,743

4,405909

11,15623

0

0

-1

-11,1562

0

0

1

11,15623

2,4838

11,1562

570

0

0

4,44266

4,44266

-0,137

-0,60864

-0,934

-4,14944

-0,381

-1,69265

1,009

4,403033

9,49056

4,481397

600

0

0

3,916054

3,916054

-0,242

-0,94768

-0,71

-2,7804

-0,745

-2,91746

1,029

3,805689

10,8596

4,030161

630

0

0

1,713099

1,713099

-0,283

-0,48481

-0,283

-0,48481

-1

-1,7131

1,039

1,648796

13,15519

1,78038

660

0

0

-2,20272

-2,20272

-0,242

0,533059

0,29

-0,63879

-0,987

2,174087

1,029

-2,14064

13,00121

2,265989

690

0

-6,15576

-6,156

-0,137

0,843372

0,797

-4,90633

-0,619

3,810564

1,009

-6,10109

8,73367

6,212284

5 Тяговый расчет двигателя

Имеем трактор ЛТЗ-60,номинальнальная мощность 74,8кВт, частота врашения 2000об/мин, удельный расход топлива 166г/кВт ч.

Расчетная сила тяжести трактора:

где Ркр.оп = 9000Н - оптимальная сила тяги, φкр.оп = 0,25 оптимальное значение коэффициента использования сцепления, λ=0,85.

Находим расчетную эксплутационную массу.

где g=9,8м/с - ускорение свободного падения.

Механический КПД трансмиссии определяется из формулы:

где ηц= и ηк – КПД цилиндрических и конических шестерен трансмиссии, работающих на 1 передаче.

ξ – коэффициент, учитывающий, какая часть номинального крутящего момента двигателя затрачивается на холостое прокручивание двигателя.

Теоретическая скорость трактора на основной передаче;

Конструктивная масса трактора:

Где my= 60кг/кВт удельная масса трактора, Nе=74,8кВт- мощность двигателя. Минимальная эксплутационная масса:

Основные параметры ходовой системы. Радиус качении колес рассчитывают по формуле:

Где d и b наружный диаметр обода и ширина профиля покрышки, 0,8…0,85- коэффициент, учитывающий радиальную деформацию шин.

Передаточные числа трансмиссии. Знаменатель геометрической прогрессии определяют по формуле:

;

где - оптимальная касательная сила тяги на 1 основной передаче, z- число передач, -минимальна касательная сила тяги на высшей основной передачи.

σТ=2,25- диапазон рабочих тяговых усилий проектируемого класса, для универсально пропашных тракторов (σТ=2…2,5).

Передаточное число соответствующая первой передаче:

Передаточное число для второй передачи:

Передаточное число для третьей передачи:

.

Расчет для построения тяговой характеристики.

Частота вращения холостого хода:

где δр=(0,06…0,08)- степень неравномерности регулятора числа оборотов.

Частота вращения при максимальном крутящем моменте:

где К0=(1,3…1,6)-коэффициент приспособляемости двигателя по оборотам.

Максимальный крутящий момент:

где КМ=1,12- коэффициент запаса крутящего момента, -номинальный крутящий момент.

Эффективная мощность при максимальном крутящем моменте:

Часовой расход на номинальном режиме загрузки:

Часовой расход топлива при холостой работе:

Часовой расход топлива при максимальном крутящем моменте:

где -удельный расход топлива.

Результаты расчета по двигателю заносим в таблицу.

Режимы работы

Основные показатели

n1 об/мин

M2,Нм

Ne,кВт

GТ,кг/ч

g, г/кВт

Холостой ход

2140

0

0

3,35

0

Номинальная мошность

2000

357,23

74,8

18,2

166

Максимальная перегрузка

1428

400

58,8

17,5

199,2

По данным таблицы строим регуляторную характеристику двигателя (рис. 8)

Построение кривой буксования ведущих колес.

Определяем сцепную силу тяжести:

Задаемся значениями φкр от 0,1 до ,

Результаты заносим в таблицу:

Pкр

3599,99

7199,98

10799,97

14399,96

17999,95

Gсц

35999,9

35999,9

35999,9

35999,9

35999,9

φкр

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

δ

1

3

8

14

25

По полученным данным строим график буксования (рис 9).

Определение тягово-динамических и топливно-экономических показателей трактора.

Касательная сила тяги на режиме максимальной перегрузки определяется по формуле:

Касательная сила тяги при нормальном режиме для первой передачи:

Определяем усилие на крюку:

;

В режиме максимальной перегрузки;

Для номинального режима:

Определяем теоретическую скорость движения трактора:

При холостой работе трактора;

Для номинального режима:

Для режима максимальной перегрузки:

Действительная скорость движения трактора: :

Действительная скорость трактора на холостом ходу равна теоретической т.к. (δ=0). Номинальный режим:

Максимальная нагрузка:

Тяговая мощность трактора:

Для максимального режима;

;

;

;

Номинальный режим;

;

;

;

Тяговый КПД. Номинальный режим;

; ; .

Максимальная перегрузка;

; ;.

Удельный расход топлива;

Номинальный режим:

Максимальная перегрузка:

Режим работы.

Передача

Основные тягово-динамические показатели и

экономические показатели трактора.

Pкр

Vд

Nкр

Gт

gкр

δ

Холостой ход.

1

2

3

0

0

0

15,1

17,9

21,34

0

0

0

3,35

3,35

3,35

-

-

-

0

0

0

Номинальная тяговая мощность.

1

2

3

9046,22

6384,72

4148,22

13,49

16,41

19,74

33,89

29,1

22,74

18,2

18,2

18,2

5370,3

6254,2

8003,5

0,05

0,03

0,018

Максимальная сила тяги.

1

2

3

11042,08

8061,91

5557,57

9,4

11,59

13,94

28,83

25,95

21,52

17,5

17,3

17,5

6312,9

7013,49

8457,25

0,078

0,04

0,02

Похожие работы: