1.

Przyjęte dane

Lp.

Pełna nazwa

Skrót

Przyjęta wielkość

Jednostka

1.

Współczynnik pełnoty wykresu

v

0,97

-

2.

Ciśnienie przy końcu suwu dolotu

p

o

100

kPa

3.

Średnie ciśnienie dolotu

p

d

=p

1

90

kPa

4.

Wykładnik politropowy sprężania

m

1

1.35

-

5.

Wykładnik politropowy rozprężania

m

2

1.30

-

6.

Średni wykładnik adiabaty w czasie

ϰ

1.27

-

7.

Współczynnik przejścia ciepła w czasie
spalania

ζ

0.90

-

8.

Średnia różnica ciśnienia dolotu i wylot ∆p

25

kPa

9.

Stała gazowa powietrza

R

287

∙ 

 ∙ 

10.

Temperatura powietrza otaczającego

T

a

298

K

11.

Ciśnienie powietrza otaczającego

p

a

100

hPa

12.

Teoretyczna ilość powietrza (w kg)
niezbędna do spalenia 1 kg ciekłego
paliwa

M

t

14

13

Współczynnik składu mieszanki

λ

0,90

-

14.

Stopień sprężania

ε

8

-

15.

Wartość opałowa paliwa

w

u

43,55
2440

MJ/kg
Kcal/kg

16.

Ciśnienie w końcu wydechu

p

r

0,11

MPa

17.

Sprawność mechaniczna

η

m

0,82

-

DANE

OBLICZENIA

WYNIKI

 = 0,9



= 0,512 

/ 

T

o

=298 K

∆T = 20 K


T

s

= 318 K

γ = 0,09
T

r

= 950 K

p

o

=0,1 MPa

ε = 8
p

a

= 0,09 MPa

p

o

= 0,1 MPa

T

o

= 298 K

T

s

= 318 K

T

r

= 950 K

γ = 0,09


p

a

= 0,09 MPa

ε = 8
m

1

= 1,35

T

a

= 360 K

m

1

= 1,35

ε = 8








c = 0,855
h = 0,145





= 



∙ 0,90 = 0,1 ∙ 0,9 = 0,09 





=  ∗ 

= 0,9 ∗ 0,512 = 0,461 / 

1. Obliczenia cieplne silnika.

1.1 Proces ładowania
Temperatura świeżego ładunku

T

s

= T

o

+

∆T = 298 + 20 = 318 K

Temperatura ładunku w końcu ładowania

K

T

T

T

r

s

a

18

,

371

09

,

0

1

950

09

,

0

308

1

=

+

⋅

+

=

+

⋅

+

=

γ

γ

Ciśnienie otaczającego powietrza

Współczynnik napełnienia

76

,

0

950

09

,

0

318

298

1

,

0

09

,

0

1

8

8

1

=

⋅

+

⋅

⋅

−

=

=

⋅

+

⋅

⋅

−

=

r

s

o

o

a

v

T

T

T

p

p

γ

ε

ε

η

1.2. Proces sprężania
Ciśnienie w końcu sprężania

p

2

= p

a

⋅ε

m1

= 0,09

⋅8

1,35

= 1,49MPa

Temperatura w końcu sprężania

T

c

= T

a

⋅ε

m1 - 1

= 360

⋅8

1,35 - 1

= 745,39 K

1.3. Proces spalania
Ilość powietrza teoretycznie potrzebną do spalenia 1kg paliwa
ciekłego przy udziale masowym węgla c = 0,855, wodoru h =
0,145, można obliczyć ze wzoru:

paliwa

kg

kg

L

L

paliwa

kg

kmol

h

c

L

t

t

t

85

,

14

512

,

0

95

,

28

95

,

28

'

/

512

,

0

)

4

145

,

0

12

855

,

0

(

21

,

0

1

)

4

12

(

21

,

0

1

=

⋅

=

⋅

=

=

+

=

+

=

Ilość mieszanki palnej przed spalaniem:

Ilość spalin:





= 0,461 

/ 

T

s

= 318 K

T

a

= 371,18 K

p

a

=0,09MPa

η

v

= 0,76

p

2

= 1,49MPa

T

c

= 745,39K

L’

t

=14,85

kg/kg

paliwa



= 0,512 

/ 

 = 0,9

ℎ = 0,145





= 0,461 

/ 



"

= 0,508 

/ 

$

= 1,1

% = 0,09

&

'

= 745,39 

R=287 [

*∙+

,-∙.

]

T

a

=298 [K]

p

a

=90 [kPa]

λ =0,90
M

t

=14

V

a

=0,95

Ƞ

n

=0,76

λ =0,90
M

t

=14

V

a

=0,95

Ƞ

n

=0,76

ε =8




ζ=0,9
W

u

=43550 kJ/kg



"

=  ∗ 

+ 0,21 ∗ 

∗ 01 − 2 +

ℎ

4

= 0,9 ∗ 0,512 + 0,21 ∗ 0,512 ∗ 01 − 0,92 +

0,145

4

= 0,508



 

$

=



"





=

0,508

0,461 = 1,1

$

3

=

$

+ %

1 + % =

1,1 + 0,09

1,09

= 1,09

4



=

5&







=

287 ∙ 298

90 ∙ 10

6

= 0,95

4

7

=

 ∙ 

∙ 4



ƞ

9

=

0,90 ∙ 14 ∙ 0,95

0,76

= 15,75

4

'

=

 ∙ 

∙ 4



0: − 12 ∙ ;

9

=

0,90 ∙ 14 ∙ 0,95

08 − 12 ∙ 0,76 = 2,25

< = = ∙ >

?

= 0,09 ∙ 43550 = 39195

@

A

B

= 4,6 + 0,0006 ∗ &

'

= 4,6 + 0,0006 ∗ 745,39

= 5,0472 C/ ∗ 1°

Teoretyczny współczynnik przemiany molekularnej:

Rzeczywisty współczynnik przemiany molekularnej:

Objętość właściwa otaczającego powietrza.

Objętość skokowa dla spalenia 1 kg paliwa

Objętość komory sprężania.

Ilość ciepła zużytego w silniku na podwyższenie energii
wewnętrznej czynnika roboczego.

Średnie molowe ciepło właściwe powietrza przy stałej objętości
dla temperatury końca sprężania:



"

= 0,508 

/ 

$

= 1,1

$

3

= 1,09

@

A

B

= 5,0472 C

/ ∗ 1°

V

a

=0,95

V

s

=15,75

V

c

=2,25

Q=39195kJ/kg

 = 0,9

@

A

B

= 5,0472 C

/ ∗ 1°

&

'

= 745,39 



= 0,512 

/ 

% = 0,09

$

3

= 1,09

@

A

BB

= 4,518

+ 0,00063&

E

C

/ ∗ 1°

$

3

= 1,09



"

= 1,49 

&

E

= 3422,164

&

'

= 745,39 



"

= 1,49 



F

= 7,456 

Wu=2440
kcal/kg
λ =0,90
L’

t

=14,85

ξ=0,09
λ=0,9
∆W=1463,85
kcal/kg
W

u

= 2440

kcal/kg

@

A

BB

= 04,4 + 0,62 ∗ 2 + 03,7 + 3,3 ∗ 2 ∗ 10

GH

∗ &

E

= 04,4 + 0,62 ∗ 0,92 + 03,7 + 3,3 ∗ 0,92 ∗ 10

GH

∗ &

E

= 4,518 + 6,3 ∗ 10

GH

∗ &

E

= 4,518 + 0,00063&

E

C/ ∗ 1°

∆> = 0,404 ∗ >J ∗ 

B

K ∗ 01 − 2

= 0,404 ∗ 2440 ∗ 14,85 ∗ 01 − 0,92

= 1463,85L/ 

@

A

B

∗ &

'

+

M ∗ 0>

?

− Δ>2

 ∗ 

∗ 01 + %2 = $

3

∗ @

A

BB

∗ &

E

5,0656 ∗ 745,39 +

0,9 ∗ 02440 + 1463,852

0,9 ∗ 0,512 ∗ 1,09

= 1,09 ∗ 04,518 + 0,00063&

E

2 ∗ &

E

24854,99 = 4,925&

E

+ 0,0006867&

E

"

0,0006867&

E

"

+ 4,92&

E

− 24854,99 = 0

Δ = 4,92

"

+ 4 ∗ 0,0006867 ∗ 24854,99 = 92,53

√Δ = P92,532 = 9,62

&

E

=

−4,92 + 9,62

0,00133 = 3422,164 



F

= $

3

∗ 

"

∗

&

E

&

'

= 1,09 ∗ 1,49 ∗

3422,164

745,39 = 7,456 

Q =



E



"

=

7,456

1,49 = 5,004

Średnie molowe ciepło właściwe spalin przy stałej objętości:

Ilość ciepła straconego wskutek niedomiaru powietrza:

Temperatura końca spalania:

Ciśnienie w punkcie Z:

Stopień przyrostu ciśnienia:

@

A

BB

= 4,518

+ 0,00063&

E

C

/ ∗ 1°

∆>

= 1463,85C

/ 



F

= 7,456

Q = 5,004

T

z

=3422,164K



"

= 1,49 

4

'

= 2,25 

< = 39,195

R

ś3

= 1,27



H

= 6,19 

T = 0,85

&

E

= 3422,164

: = 8



"

= 1,3

p

z

= 7,456 MPa

ε = 8
m

2

= 1,3

p

c

= 1,49 MPa

ε = 8
ϕ = 5,004
m

2

= 1,3

m

1

= 1,35

ν = 0,97
p

’

i

=2,32 MPa

p

r

= 0,11 MPa

p

1

= 0,09 MPa

η

m

= 0,82

p

i

= 2,23 MPa



H

= 

"

+

<

4

'

∙ 0R

ś3

− 12



H

= 1,49 +

39195

2,25 ∙ 01,27 − 12 = 6,19 



+U

= T ∙ 

H

= 0,85 ∗ 6,19 = 5,26

&

V

=

&

E

:

+

W

G

=

3422,164

1,86 = 1839,87 

Najwyższe teoretyczne ciśnieniespalania przy stałej objętości

Najwyższe ciśnienie spalania:

1.4. Proces rozprężania
Ciśnienie w końcu rozprężania

MPa

p

p

m

z

b

499

,

0

8

456

,

7

3

,

1

2

=

=

=

ε

Temperatura w końcu rozprężania

1.5.Wskaźniki pracy silnika
Teoretyczne średnie ciśnienie indykowane

MPa

m

m

p

p

m

m

c

i

32

,

2

]

8

1

1

1

35

,

1

1

8

1

1

1

3

,

1

8

1

8

49

,

1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

35

,

1

1

3

,

1

1

1

1

1

2

2

'

=

=













−

⋅

−

−



















−

⋅

−

⋅

−

=

=

























−

⋅

−

−













−

⋅

−

⋅

−

=

−

−

−

−

ε

ε

ϕ

ε

Średnie ciśnienie indykowane

p

i

=

ν⋅p’

i

- (p

r

– p

1

) = 0,97

⋅2,32 - (0,11-0,09) = 2,23 MPa

Średnie ciśnienie użyteczne

p

e

=

η

m

⋅p

i

= 0,82

⋅2,23 = 1,83 MPa



H

= 6,19 



+U

= 5,26

&

V

= 1839,87 

p

b

= 0,499MPa

p

’

i

= 2,32 MPa

p

i

=2,23 MPa

p

e

= 1,83MPa



X

= 1,83 

&



= 298 

Y = 2

X

= 102 



X

= 1,83 

= 18,66 Z

/C

"

4

7

= 304,02 C

6

 = 1,07

 = 1,07

[ = 7,13 C

[ = 7,13 C

\ = 7,63 C

 = 4

4

7

= 304,64 C

6

M

1

=0,461

kmol/kg paliwa

W=10300 kJ/kg
η

v

= 0,76

p

o

= 0,1 MPa

η

n

=0,32

W=10300 kJ/kg

i=4
n=5500 obr/min

;



= 1,985 ∗





∗ 

X

∗ &

]

> ∗ ;

A

∗ 

]

= 1,985 ∗

0,461 ∗ 1,83 ∗ 298

10300 ∗ 0,76 ∗ 0,1 =

251,4

782,8

= 0,32

4

7

=

60000 ∗ Y ∗

X



X

∗ ^ ∗ 

=

60000 ∗ 2 ∗ 102

1,83 ∗ 5500 ∗ 4 = 304,02C

6

[ = _

4 ∗ 4

7

 ∗ `

a

= _

4 ∗ 304,02

1,07 ∗ 3,14

a

= P361,77

a

= 7,13 C

\ =  ∗ [ = 1,07 ∗ 7,13 = 7,63 C

4

7

=

` ∗ [

"

4 ∗ \ =

` ∗ 7,13

"

4

∗ 7,63 = 304,64 C

6

4

7'

=  ∗ 4

7

= 4 ∗ 304,64 = 1218,56C

6

Sprawność ogólna

Jednostkowe zużycie paliwa

kWh

g

o

e

w

g

/

22

,

109

10300

32

,

0

3600

1000

3600

1000

=

⋅

⋅

=

⋅

⋅

=

η

GŁÓWNE WYMIARY SILNIKA

Objętość skokowa jednego cylindra:

Średnica jednego cylindra:

Skok tłoka:

Ostateczna objętość skokowa cylindra:

Objętość skokowa całkowita:

;



= 0,32

4

7

= 304,02 C

6

[ = 7,13 C

\ = 7,63 C

4

7

= 304,64 C

6

4

7'

= 1218,56 C

6

g

e

=109,22

g/kWh

4

7'

= 1218,56 C

6

: = 8

\ = 0,0763 

Y = 2

X

= 102 

4

7

= 304,02 C

6

 = 4



= 14 /

b

7

= 15,75

6

n=5500 obr/min

n=5500 obr/min







T

o

= 288 K

p

a

= 0,09 MPa

R=

287 Nm/

kgK


V

a

=0,9502

m

3

/kg

n

v

=0,76

λ=0,9

ε=8

p

1

= 90 kPa

ε=8

m

1

=1,35

4

]

=

4

7'

: − 1 =

1218,56

8 − 1 = 74,08 C

6

C

ś3

=

\ ∗ ^

30 =

0,0763 ∗ 5500

30

= 13,99 /hi



X

=

60000 ∗ Y ∗

X

4

7

∗ ^ ∗ 

=

60000 ∗ 2 ∗ 102

304,02 ∗ 5500 ∗ 4 = 1,83 

b



=

5 ∗ &







=

287 ∗ 298

0,09 ∗ 10

j

= 0,9502

b

7

=

 ∗ 

∗ b



;

A

=

0,9 ∗ 14 ∗ 0,9502

0,76

= 15,75

b

'

=

b

7

: − 1 =

15,75

7 = 2,25



"

= 



∗ :

+

k

= 90 ∗ 8

,6l

= 1490,78

Objętość komory spalania:

Średnia prędkość tłoka:

Średnie ciśnienie użyteczne(sprawdzenie odchylenia



X

):

Więc nieznacznie różni się od założonego na wstępie, które
wynosiło 1,828 MPa



OBLICZENIA DO WYKRESU INDYKATOROWEGO
METODĄ BRAUERA.

Objętość właściwa otaczającego powietrza:

Objętość skokowa dla spalenia 1kg paliwa

b

7

:

Objętość komory sprężania:

Ciśnienie w końcu suwu sprężania:

Dla celów obliczeniowych przyjmuję α=1,1

4

]

= 74,08 C

6

C

ś3

=

13,99 /hi

b



= 0,9502

6

/

b

7

= 15,75

6

b

'

= 2,25

6



"

= 1490,78 

p

e

=1,830 MPa

m

ś

3

= 1,27

Ϛ = 0,9

o = 1,1

> =

43,55L





"

= 1490,78 

b

'

= 2,25

6



"

= 1,49 

4

'

= 2,25 

< = 39,195

R

ś3

= 1,27

: = 8



H

= 1639,86

β=3,19



"

=1,3

m

1

=1,35

m

2

=1,30

p = 1 +

1

m

ś

3

o q

>Ϛ0m

ś

3

− 12



"

∗ 4

'

− 0o − 12r =

1 +

1

1,27 ∗ 1,1 q

43,55 ∗ 10

j

∗ 0,901,27 − 12

1490,78 ∗ 10

6

∗ 2,25

− 01,1 − 12r = 3,19

b

H

= b

'

∗ p = 2,25 ∗ 3,19 = 7,18

6



H

= 

"

+

<

4

'

∙ 0R

ś3

− 12



H

= 1,49 +

39195

2,25 ∙ 01,27 − 12 = 6,19 



l

= 

H

s

1

:

t

+

W

= 6190 s

1

8

t

,6

= 414,64

Kp

7

= 01 +

tan

%2

+

k

− 1 = 01 +

tan

142

,6l

p

7

= 19°

Kp

3

= 01 +

tan

%2

+

W

− 1 = 01 +

tan

142

,6

− 1

p

3

= 18°

Współczynnik wzrostu objętości przy stałym ciśnieniu:

Objętość odpowiadająca teoretycznemu końcowi spalania

Maksymalne ciśnienie spalania:

Ciśnienie w końcu suwu rozprężania

Przyjęta skala:

V

s

=70 mm

V

c

=10 mm

b=0,025

tj. 100kPa= 2.5 mm

Kąty kierownicy wykresu indykatorowego:

Przyjmuję:

% = 14°

Dla krzywej sprężania:

Dla krzywej rozprężania:

p = 3,19

b

H

= 7,02 

6



H

= 6,19



l

= 414.64

p

7

= 19°

p

3

= 18°

D= 7,13 cm



F=39,93 cm

2

c

śr

= 13,99m/s

w

śrd

=50 m/s

F=39,93 cm

2

c

śr

= 13,99m/s

w

śrw

=70 m/s

f

gD

=11,17 cm

2

d

tD

=10 mm

f

gW

=7,98 cm

2

d

tW

=9 mm

d

tW

=9 mm

d

gW

=33,1 mm

y =

` ∙ [

"

4 =

` ∙ 7,13

"

4

= 39,93 C

"

z

-{

=

y ∙ @

ś3



ś3{

=

39,93 ∙ 13,99

50

= 11,17 C

"

z

-|

=

y ∙ @

ś3



ś3}

=

39,93 ∙ 13,99

70

= 7,98 C

"

~

-

= _

4 ∙ z

-

` + ~



"

= _

4 ∙ 11,17

`

+ 1

"

= 3,90 C = 39 

~



~

-

=

10

39 = 25,6%

~

-|

= _

4 ∙ z

-|

` + ~

|

"

= _

4 ∙ 7,98

`

+ 0,9

"

= 33,1

~

|

~

-|

=

9

33,1 = 27,19%

Obliczenia wału rozrządów i zaworów.

1.

Obliczenia zaworów

1.1

powierzchnia tłoka

1.2

Powierzchnia czynna zaworu

a)

Dolotowego

b)

Wylotowego

1.3

Średnica trzonka

Średnicę trzonka dobiera się spośród podanych w

normie PN-62/S-36506 (6,7,8,9,10,11,12,14mm)

tak aby stanowiła 25-30% średnicy czynnej zaworu

d

g

Dobrano średnicę trzonka d

tD

=10 mm

1.3.1

Średnica kanału dolotowego

1.3.2

Sprawdzenie warunku średnicy trzonka

%

30

%

25

≤

≤

gD

tD

d

d

Warunek został spełniony

1.3.3

Średnica kanału wylotowego

Dobrano średnicę trzonka: d

tW

=0,9 cm

1.3.4

Sprawdzenie warunku średnicy trzonka

%

30

%

25

≤

≤

gW

tW

d

d

Warunek został spełniony

F= 39,93 cm

2

f

gd

=11,17 cm

2

f

gd

=7,98 cm

2

d

gD

=39,00 mm

d

gW

=33,10 mm

H

k

=4,50mm

d

tD

=10 mm

d

tW

=9 mm

d

gD

=39,00 mm

p

max

=5,26 MPa

kg=120 MPa





d

gW

=33,1mm

p

max

=5,26 MPa

kg=90 MPa














d

pD

=30 mm

d

tD

=10 mm



E



,

= 1,0 − 1,7



E

= 01,0 − 1,72

,



E

= 01,0 − 1,72 ∙ 4,50 = 4,50 − 7,65

~

-3E

= 5 ∙ ~



= 5 ∙ 10 = 50 

~

-3E|

= 5 ∙ ~

|

= 5 ∙ 9 = 45





=

~

-

2 ∙

‚

+U

 =

39

2 ∙

_5,26

120 = 4,08 



|

=

~

-|

2 ∙ _



+U

 =

33,1

2 ∙

_5,26

90 = 4,00

y

7

=

`

4 ƒ[

„

"

− ~



"

… =

`

4 030

"

− 10

"

2

= 628,3 

"

1.4

Skok zaworu

Przyjmuję:

dla zaworu dolotowego H

zd

=7,00 mm

dla zaworu wylotowego H

zw

=5,50 mm

1.5

Średnica grzybka

1.5.1

Zawór dolotowy

1.5.2

Zaworu wylotowego

1.6

Grubość grzybka

1.6.1

Dolotowego

Materiał grzybka dolotowego przyjęto

stal 40HN (41Cr4) kg= 120MPa

1.6.2

Wylotowego

Materiał grzybka wylotowego przyjęto stal

H9S2 (X45CrSi8) kg= 90MPa

Przyjęto dla obu zaworów: dolotowego i wylotowego grubość
grzybka g = 4,10

1.7

Zakładam średnice wewnętrznych przylgni

zaworów

1.7.1 Dolotowego

D

pD

= 30 mm

1.7.2

Wylotowego

D

pW

=28 mm

1.8

Pole swobodnego przepływu między trzonkiem, a

gniazdem:

1.8.1 Dolotowy

d

grzD

=50 mm

d

grzW

=45 mm

g

D

=4,08 mm

g

W

=4,00 mm

F

sD

=628,3

mm

2

F

sW

=552,13

d

pW

=28 mm

d

tW

=9 mm

d

pD

=30 mm

d

pW

=28 mm

d

pD

=30 mm

D

zD

=32,1 mm

d

pW

=28 mm

D

zW

=29,96 mm

D

pD

=30 mm

D

pW

=28 mm

F

sD

=628,3 mm

2

D

pD

=30 mm

D

zD

=31,5 mm

F

sW

=552,13

mm

2

D

pW

=28mm

D

zW

=29,5 mm

D

pD

=30 mm

D

zD

=31,5 mm

l

D

=6,50 mm

y

7|

=

`

4 0[

„|

"

− ~

|

"

2 =

`

4 028

"

− 9

"

2

= 552,13

"

[

E

= 1,07 ∙ [

„

= 1,07 ∙ 30 = 32,10 

[

E|

= 1,07 ∙ [

„|

= 1,07 ∙ 28 = 29,96 

\

{

=

ƒ[

E

− [

„

…

sin 45°

=

032,10 − 30,02

sin 45°

= 2,97 

\

{|

=

ƒ[

E|

− [

„|

…

sin 45°

=

029,96 − 282

sin 45°

= 2,77 

[

E

= [

„

+ 1,5 = 30 + 1,5 = 31,5

[

E|

= [

„|

+ 1,5 = 28 + 1,5 = 29,5





=

2 ∙ y

7

` ∙ 0[

„

+ [

E

2 =

2 ∙ 628,3

` ∙ 030 + 31,52

= 6,50



|

=

2 ∙ y

7|

` ∙ 0[

„|

+ [

E|

2 =

2 ∙ 552,13

` ∙ 028 + 29,502

= 6,11 

ℎ

E

=

[

E

− [

„

2

+ _



"

− s

[

E

− [

„

2

t

"

=

31,5 − 30

2

+ _6,5

"

− s

31,5 − 30

2

t

"

= 7,20

1.8.2

Wylotowy

1.9

Średnica zewnętrzna przylgni gniazda

1.9.1 Dolotowego

1.9.2

Dolotowego

1.10

Czynna szerokość przylgni dla α=45

°

1.10.1 Dolotowej

1.10.2

Wylotowego

1.11

Wewnętrzna średnica stożka na grzybku:

1.11.1 Dolotowego

D

sD

=D

pD

1.11.2

Wylotowego

D

sW

=D

pW

1.12

Średnica zewnętrzna zaworu

1.12.1 Dolotowego

1.12.2

Wylotowego

1.13

Tworząca stożka swobodnego przepływu

1.13.1 Dolotowego

1.13.2

Wylotowego

1.14

Sprawdzenie warunku na minimalny skok zaworu

1.14.1 Dolotowego

mm

2

D

zD

=32,1 mm

D

zW

=29,96

mm


S

dD

=2,97 mm

S

dW

=2,77 mm

D

zD

=31,5 mm

D

zW

=29,5 mm

l

D

=6,50 mm

l

W

=6,11 mm

h

zD

=7,20

h

zW

=6,81

D

pW

=28mm

D

zW

=29,5 mm

l

W

=6,11 mm

a=15 ̊
b=50 ̊




c=50 ̊
d=15 ̊




a=15 ̊
e=245 ̊




d=15 ̊
i=245 ̊






k=107,5 ̊
f=107,5 ̊





D=7,13 cm=
71,3mm

ℎ

E|

=

[

E|

− [

„|

2

+ _



"

− s

[

E|

+ [

„|

2

t

"

=

29,5 − 28

2

+ _6,11

"

− s

29,5 − 28

2

t

"

= 6,81

i = 180° +  + ˆ = 180° + 15° + 50° = 245°

 = 180° + C + ~ = 180° + 15° + 50° = 245°

z =

i

2 −  =

245°

2 − 15° = 107,5°

 =



2 − ~ =

245°

2 − 15° = 107,5°

 =

z + 

2 =

107,5° + 107,5°

2

= 107,5°

~ = 00,25 − 0,302[

~ = 00,25 − 0,302 ∗ 71,3 = 17,83 − 21,39

1.14.1 Wylotowego

1.15

Kąty otwarcia zaworów.

W rozpatrywanym silniku przyjmuję, że krzywki dla obu

zaworów są jednakowe i symetrycznie ustawione

względem GMP, a kąty charakterystyczne wynoszą:

a=d=15 ̊ b=c=50 ̊

1.1

Całkowity kąt otwarcia zaworu dolotowego

1.7

Całkowity kąt otwarcia zaworu wylotowego

1.8

Maksymalny wznios zaworu dolotowego

1.9

Maksymalny wznios zaworu wylotowego

1.10

Kąt obrotu wału rozrządu między

maksymalnymi wzniosami odpowiednich

popychaczy (kąt między krzywkami na wale

rozrządu)

2.

Promień podstawy i skok krzywki

2.1 Średnica wału rozrządu

Przyjmuje wartość średnicy d=20 mm

e=245 ̊




i=245 ̊






f=107,5 ̊




k=107,5 ̊








m=107,5 ̊







d=20 mm

0

i

E

i

„

2

{

= 1,56

0

i

E

i

„

2

}

= 1,22

d= 20 mm







D=71,3 mm







H

zd

=7,00 mm

H

k

=4,50 mm

H

k

=4,50 mm

H

zw

=5,50 mm

H

k

=4,50 mm

r=12 mm

‰ =

~

2 + 01,5 − 32

‰ =

20

2 + 01,5 − 32 = 11,50 − 13,00 



,

[ = 0,055 − 0,085



,

= 00,055 − 0,0852[



,

= 00,055 − 0,0852 ∙ 71,3 = 3,92 − 6,06



E{



,

=

7,00

4,50 = 1,56



E}



,

=

5,50

4,50 = 1,22

0

i

E

i

„

2

{

=

48,5

31 = 1,56

0

i

E

i

„

2

}

=

62,2

51 = 1,22

[

}

> 20‰ + 

,

2

[

}

> 2012 + 4,502

[

}

> 33 

2.1

Promień podstawowy krzywki

Przyjmuję r=12 mm

2.2

Skok krzywki

Przyjmuję H

r

=4,50 mm

2.3

Stosunek skoku zaworu dolotowego do skoku

krzywki

2.4

Stosunek skoku zaworu wylotowego do skoku

krzywki

2.5

Długość ramion dźwigni zaworu dolotowego

2.6

Długość ramion dźwigni zaworu wylotowego

2.7

Średnica czopa wału

przyjmujęD

w

=35 mm



E{



,

= 1,56



E}



,

= 1,22

r=12 mm







H

k

=4,50 mm

e

zd

=48,5 mm

e

pd

=31 mm

e

zw

=62,2 mm

e

pw

=51 mm

D

w

=35 mm

e= 245

°

D= 73,1 mm







ϱ= 5,7 mm
r= 12 mm
H

k

=4,5 mm

ϱ= 5,7mm
r= 12 mm
A=10,8 mm
α= 28,75 ̊





H

k

=4,5 mm

o = 90° −

i

4 = 90° −

245°

4 = 28,75 ̊

Œ

[ = 00,02 − 0,082

Œ = 00,02 − 0,082[

Œ = 00,02 − 0,08273,1 = 01,46 − 5,852

 = ‰ + 

,

− Œ = 12 + 4,5 − 5,7 = 10,8 

5 =

‰

"

− Œ

"

+ 

"

− 2‰ sin o

20‰ − Œ − 2 sin o2

5 =

12

"

− 5,7

"

+ 10,8

"

− 2 ∙ 10,8 ∙ 12 sin 28,75

2012 − 5,7 − 10,8 sin 28,752

= 46,81 

5 = 010 − 182

,

= 010 − 182 ∙ 4,5 = 45 − 81

3.

Krzywka łukowa

3.1

Kąt początku otwarcia zaworu

3.2

Promień łuku wierzchołkowego

Przyjmuję ϱ= 5,7 mm

3.3

Położenie środka C łuku wierzchołkowego

3.4

Promień boczny

3.5

Sprawdzenie promienia bocznego

Warunek został spełniony ponieważ R=46,81mm

α= 28,75 ̊








ϱ= 5,7 mm


A= 10,8 mm






R=46,81 mm





R=46,81mm

0

i

E

i

„

2

}

= 1,22

α= 28,75 ̊
r= 12 mm

R=46,81 mm
α= 28,75 ̊
r= 12 mm





X

B

=30,52

R=46,81 mm
ϱ= 5,7mm


ϱ= 5,7mm
β=42,27 ̊
A=10,8 mm













D

zW

=29,5 mm

p

w

’

=250 kPa

D

zW

=29,5 mm

∆p=60


e

zw

=62,2 mm

e

pw

=51 mm

S

1

=122 N

Ž



= ‰ ∙ cos o = 12 ∙ cos 28,75 = 10,52 

’



= ‰ ∙ sin o = 12 ∙ sin 28,75 = 5,77 

cos p =

Ž

“

5 − Œ =

30,52

46,81 − 5,7 = 0,74

p = cos

G

00,742 = 42,27°

Ž

”

= Œ ∙ cos p = 5,7 ∙ cos 42,27 = 4,21 

’

”

=  + Œ ∙ sin p = 10,8 + 5,7 ∙ sin 42,27

= 14,63 



}

B

= 200 − 400 



-

=

`

4 ∙ [

E|

"

∙ 

|

B

∙ 0

i

E

i

„

2

}

=

`

4 ∙ 029,5 ∙ 10

G6

2

"

∙ 250 ∙ 1,22

= 0,2083
= 208,3

\

+•9

=

`

4 ∙ [

E|

"

∙ ∆

=

`

4 ∙ 029,5 ∙ 10

G6

2

"

∙ 60 ∙ 10

6

= 41,3



7

= \



∙

i

E

i

„

= 100 ∙

62,2

51 = 122

3.6

Współrzędne punktu granicznego E

3.7

Współrzędne środka B promienia R łuku roboczego

Ž

“

= 05 − ‰2 ∙ cos o = 046,81 − 122 ∙

cos 28,75 = 30,52mm

’

“

= 05 − ‰2 ∙ sin o = 046,81 − 122 ∙

sin 28,75 = 16,74mm

3.8

Pochylenie promienia R przechodzącego przez

punkt graniczny F

3.9

Współrzędne punktu F

4.

Strzałka ugięcia wałka rozrządu

4.1

Nadciśnienie gazów w cylindrze w chwili

otwierania zaworu wylotowego może osiągnąć

wartość

Dla celów obliczeniowych przyjmuję

wartośćp

w

’

=250 kPa

4.2

Siły działające na krzywkę zaworu wylotowego w

początkowej chwili jego otwierania

4.3

Siła nacisku sprężyny przy zamkniętym zaworze

Przyjmuję S

1

=100 N

4.4

Siła bezwładności

a)

Dla celów obliczeniowych przyjmuje wartość

masy zaworu wylotowego m

z

=0,240 kg,i

X

E

=10,52mm

Y

E

=5,77mm

X

B

=30,52mm

Y

B

=16,74mm

cosβ=0,74
β=42,27 ̊



X

F

=4,21mm

Y

F

=14,63mm

p

w

’

=250 kPa

P

g

=208,3N

S

1min

=41,3 N

S

1

=100 N

P

s

=122 N

0

i

E

i

„

2

}

= 1,22

m

p

=0,492 kg

m

z

=0,240 kg

e

p

=51 mm

θ=415,06 cm

5

n=25s

-1

ω

r

=78,57 s

-1

R=46,81 mm
r=12 mm
α=Ψ=28,75 ̊



M

pW

=0,98 kg

a

E

=214,89 m/s

P

m

=210,59 N

P

g

=208,3N

P

s

=122 N

d=20 mm



P=540,89 N
J=7853,98 mm

4

E=210 000 MPa
a= 130 mm
b= 50 mm

– = — ‰

•

"

∙ ∆4

•

∙ Œ = 415,06 C

l



„|

= 

„

+ 

E

∙ 0

i

E

i

„

2

}

"

+

–

i

„"

= 0,492 + 0,240 ∙ 1,22

"

+

3,26

05,12

"

= 0,98 

˜

3

=

2 ∙ ` ∙ ^

2

=

2 ∙ ` ∙ 25

2

= 78,57 h

G





= ˜

3

"

05 − ‰2 ∙ cos0o − T2 = 078,572

"

∙

046,81 − 122

1000

∙ cos028,75 − 28,72 =

214,89 /h



+

= 

„|

∙ 



= 0,98 ∙ 214,89 = 210,59

 = 

-

+ 

7

+ 

+

= 208,3 + 122 + 210,59

= 540,89

L =

` ∙ ~

H

64 =

` ∙ 20

H

64 = 7853,98 

H

z =



™L ∙



"

ˆ

"

3 ∙ 0 + ˆ2 =

540,89

210000 ∙ 7853,98 ∙

130

"

∙ 50

"

3 ∙ 0130 + 502 = 0,026 

masepopychacza m

p

=0,492 kg oraz moment

bezwładności liczony według wzoru

b)

Masy zastępcze zredukowane na oś

popychacza i zaworu wylotowego

c)

Prędkość kątowa wału rozrządu

d)

Przyśpieszenie popychacza w chwili otwierania

zaworu

e)

Siła bezwładności

4.5

Całkowita siła działająca na krzywkę

4.6

Strzałka ugięcia

a)

Wymiary a i b zostały ustalone przy

konstruowaniu i wynoszą

a= 130 mm

b= 50 mm

b)

Współczynnik sprężystości wzdłużnej stali

przyjęto E=210 000 MPa

c)

Równikowy moment bezwładności przekroju

wału

d)

Strzałka ugięcia

θ=415,06 cm

5

M

pW

=0,98 kg

ω

r

=78,57 s

-1

a

E

=214,89 m/s

P

m

=210,59 N

P=540,89 N













J=7853,98
mm

4

f=0,026 mm

ɳ

0

=0,32

N

e

=102 KM= 75

kW




















∆T

w

=5 K

Q

ch

=58,6 kW

c

w

=4,19

kJ/(kg*K)




H= 6m
g=9,81 m/s

2

ρ=1000kg/m

3

M

w

= 2,8 kg/s

∆p=59 kPa

Π=971,8kg/m

3

ɳ

w

=0,5

<

'š

=

00,25 − 0,352

;

]

∙

X

<

'š

=

00,252

0,32 ∙ 75 = 58,6 >



}

=

<

'š

C

}

∙ ∆&

}

=

58,6

4,19 ∙ 6 = 2,8/h

Δ =  ∙ › ∙  = 6 ∙ 1000 ∙ 9,81 = 59 

„}

=



}

∙ Δ

Œ ∙ ;

}

=

2,8 ∙ 59

971,8 ∙ 0,5 = 0,33>

Układ chłodzenia

1.

Założenia wstępne

2.

Pompa wody

2.1

Ilość ciepła odprowadzanego przez wodę

2.2

Zakres temperatur

Obieg wody wymuszony pompą z chłodnicą
otwartą (pod ciśnieniem atmosferycznym)
przy zastosowaniu termostatu- temperatura
wody wypływającej z silnika wynosi:
T

w2

=343- 363 K

a najczęściej utrzymuję się w granicach
T

w2

=348-358 K

przy czym spadek temperatury wody w
chłodnicy wynosi zwykle

ΔT

w

=5-8 K

dla obliczeń przyjmuję

ΔT

w

=5 K

2.3

Wydajność pompy

c

w

można przyjąć jako stałą dla wody

c

w

=4,19 kJ/(kg*K)

2.4

Spiętrzenie ciśnienia pompowania

H- wysokość pompowania dla
rozpatrywanego silnika wynosi 6 m

2.5

Moc pompy wody
Sprawność ogólna pompy w silnikach
mieści się w przedziale 0,4-0,7 dla obliczeń
przyjmuję ɳ

w

=0,5, przy założeniu

temperatury wody w pompie

t

w1

=86

°gęstość wody wynosi ok.971,8

kg/m

3

3.

Przewody wody

3.1

Przyjmujemy prędkość przepływu wody

przez przewody ssane

Q

ch

=58,6 kW

M

w

= 2,8 kg/s

∆p=59 kPa










N

pw

=0,33 kW

M

w

= 2,8 kg/s

w

p

=1,5 m/s

Π=971,8kg/m

3

T

w1

=363 K

T

w2

=358 K



„

= 1,5 /h

y =



Œ ∙  =

2,8

971,8 ∙ 1,5 = 1,921 ∙ 10

G6



"

= 1921 

"

&

}ś3

=

&

}

+ &

}"

2

=

363 + 358

2

= 360,5 °

3.2

Swobodne pole przekroju poprzecznego

przewodów wody zakładając w

s

=1,5 m/s

co odpowiada średnicy zewnętrznej
przewodu 49,56 mm
Zastosuję rurkę stalową ciągliwą o średnicy
zewnętrznej 55 mm grubości ścianek 2,5
mm.

4.

Chłodnica

4.1

Dobór temperatur w chłodnicy

a)

Spadek temperatury w chłodnicy

ΔT

w

= 5° K

b)

Temperatura wody wpływającej do

chłodnicy

T

w2

=363 °K

c)

Temperatura wody dopływająca do

silnika

T

w1

= 358°K

d)

Średnia temperatura wody w chłodnicy

e)

Wzrost temperatury powietrza przy

przepływie przez chłodnicę

ΔT

p

= 11° K

f)

Średnia temperatura powietrza przed

chłodnicą

T

p1

=300 °K

g)

Średnia temperatura powietrza za

chłodnicą

T

p2

=311°K

h)

Średnia temperatura powietrza

T

pśr

=305,5 °K

4.2

Powierzchnia czołowa chłodnicy

a)

Współczynnik wymiany ciepła między

powietrzem i wodą

w

p

mieści się w granicach 10-20 m/s dla

mojego silnika przyjmuję wartość

prędkości powietrza przed chłodnicą

równa 15 m/s

F=1921 mm

2

T

wśr

=360,5 K

∙ 

 ∙ 

w

p

=15 m/s

Q

ch

=58,6 kW

k=0,07394
kW/m

2

K

T

wśr

=360,5 K

T

pśr

=305,5 °K

F=14,4 m

2

N

e

=75 kW

F=14,4 m

2

Q

ch

=58,6 kW

c

p

=1,005 kJ/kgK

∆T

p

=11 K

M

p

=5,3 kg/s

N

e

=75 kW

p

a

=90000 Pa

T

p1

=300 K

R=287

v

p1

=0,957

m

3

/kg

M

p

=5,3 kg/s

w

p

=15 m/s

F

cz

=0,34 m

2

V=28,8 dm

3

F =

Q

£¤

k(T

¦ś

§

− T

¨ś§

)

=

58,6

0,07394 ∙ (360,5 − 305,5)

= 14,4

m

"

y

X

=

14,4

75 = 0,192



"

>

©

4 =

y

0,5 =

14,4

0,5 = 28,8 ~

6



„

=

<

∆&

„

∙ C

„

=

58,6

11 ∙ 1,005 = 5,3 /h



„

X

=

5,3

75 = 0,071 /L

b

„

=

5 ∙ &

„





=

287 ∙ 300

90000

= 0,957 

6

/

y

'E

=



„

∙ 4

„



„

=

5,3 ∙ 0,957

15

= 0,34 

"

ª =

4

y

'E

=

28,8

34 = 0,847 ~

k=0,0017(w

p

)

0,8

k=0,0017 *(15)

0,8

=0,07394 kW/m

2

K

b)

Pole czynnej powierzchni chłodnicy

c)

Czynne pole powierzchni chłodnicy w

odniesieniu do jednego kW

4.3

Objętość czynnej części rdzenia chłodnicy

a)

Przyjmuję stosunek F/N

e

=0,5

b)

Objętość czynnej części rdzenia

chłodnicy

4.4

Strumień masy powietrza przepływający

przez chłodnicę w jednostce czasu

4.5

Ilość powietrza przypadająca na jeden kJ

4.6

Pole powierzchni czołowej chłodnicy

a)

Objętość właściwa powietrza przed

chłodnicą

b)

Pole powierzchni czołowej chłodnicy

4.7

Głębokość czynnej części rdzenia chłodnicy

y

X

=

0,192 

"

>

©

k=0,07394
kW/m

2

K

F=14,4 m

2

V=28,8 dm

3

M

p

=5,3 kg/s

M

p

/N

e

=0,071k

g/kJ




v

p1

=0,957

m

3

/kg

F

cz

=0,34 m

2

δ=0,847 dm

∙ 

 ∙ 

p

a

=90000 Pa

T

p1

=311 K

R=287

D

z

= 345 mm

n

w

= 55 obr/s

ɳ

w

=0,32

M

p

=5,3 kg/s

v

p2

=0,992

∆p=580 Pa


N

w

=9,53 kW

N

pw

=0,33 kW

n

w

= 55 obr/s

D

w

=125 mm

b

„"

=

5 ∙ &

„"





=

287 ∙ 311

90000

= 0,992 

6

/

J

E

= ` ∙ [

E

∙ ^

}

= ` ∙ 0,345 ∙ 55 =

59,61 /h

}

=



„

∙ b

„"

∙ ∆

;

}

=

5,3 ∙ 0,992 ∙ 580

0,32

= 9,53 >

9

=

}

+

„}

= 9,53 + 0,33 = 9,86 >

J = ` ∙ [

}

∙ ^

}

= ` ∙ 0,125 ∙ 55

= 21,6 /h

5.

Wentylator

5.1

W celu umożliwienia zaprojektowania

wentylatora należy określić następujące

parametry:

a)

M

p

=5,3 kg/s -strumień powietrza

przepływającego przez chłodnicę w

jednostce czasu

b)

Δp=580 Pa -spadek ciśnienia przy

przepływie przez chłodnicę

c)

v

p2

-objętość właściwa powietrza po

przejściu przez chłodnicę

d)

D

z

=345 mm - pożądana średnica

zewnętrzna wiatraka

5.2

Prędkość obwodowa wentylatora

a)

Dobór wentylatora

W rozpatrywanym silniku zastosujemy

wentylator blaszany

HANS PRIES

107 705, o średnicy D

z

= 345 mm z

siedmioma łopatkami o stałej szerokości

i stałym pochyleniu względem

płaszczyzny prostopadłej do osi obrotu,

pracującym przy n

w

= 55 obr/s

b)

Prędkość obwodowa

5.3

Moc pobierana przez wentylator

a)

Przyjmuję wartość współczynnika

sprawności ogólnej ɳ

w

=0,32

b)

Moc pobierana przez wentylator

5.4

Moc potrzebna do napędu wentylatora i

pompy wodnej

5.5

Prędkość pasa klinowego

a)

Zakładam średnicę skuteczną koła pasa

wentylatora D

w

=125 mm

b)

Prędkość pasa klinowego

v

p2

=0,992

u

z

=59,61 m/s

N

w

=9,53 kW

N

n

=9,86 kW

u=21,6 m/s

n

w

= 55 obr/s

n= 25 obr/s
ψ=1,01
D

w

=125 mm

D

w

=125 mm

D

n

=277,75 mm

A= 335 mm




D

w

=125 mm

D

n

=277,75 mm

A= 335 mm
β=13,17 °

















β=13,17 °


ϕ=153,66°

[

9

= T ∙

^

}

^ ∙ [

}

= 1,01 ∙

55

25 ∙ 125

= 277,75 

sin p =

[

9

− [

}

2

=

277,75 − 125

2 ∙ 335

= 0,2279

β = sin

G

0,2279 = 13,17° = 0,23 ‰~

 = ` ∙ [

9

∙

180° + p°

360° ∙ ` ∙ [

}

+

180° − p°

360° + 2Chp = ` ∙ 277,75 ∙

180° + 13,17°

360°

+ ` ∙ 125 ∙

180° − 13,17°

360°

¬ = 180° − 2p = 180° − 2 ∙ 13,17°

= 153,66°



­

= 0,46 + 0,003 ∙ 153,66 = 0,921

5.6

Średnica skuteczna koła pasowego

osadzonego na wale korbowym

a)

Do celów obliczeniowych przyjmuję

współczynnik poślizgu pasa ψ=1,01

b)

Średnica skuteczna koła pasowego

5.7

Długość pasa

a)

Odległość między osiami wiatraka a

wału korbowego wynika z konstrukcji i

wynosi A= 335 mm

b)

Kąt β

c)

Długość pasa

+2 ∙ 335Ch13,17 = 1302,57 mm

d)

Najbliższa znormalizowana długość pasa

wynosi L=1320 mm

Wynik ten możemy uznać za poprawny,

gdyż odchyłki wykonawcze nowych

pasów wynoszą około ± 0,5% i należy się

liczyć z wyciągnięciem się pasa o około

1,5%.

5.8

Przekrój pasa

a)

Współczynnik k

r

uwzględnia charakter

obciążeń przekładni. Przy napędzie

wentylatorów dla silników pracujących

przy stałej liczbie obrotów przyjmuję się

k

r

=1,3-1,7

Dla obliczeń przyjmuję 1,5

b)

Kąt opasania mniejszego koła

c)

Współczynnik k

ϕ

D

n

=277,75 mm

β=13,17 °







L=1302,57




















ϕ=153,66°


k

φ

=0,921

k

φ

=0,921

k

r

=1,5

N

n

=9,86 kW

D=335 mm
b=8,1 mm


D

n

=277,75 mm

b=8,1 mm







D

n

=277,75 mm

h=19,9 mm



=



3



­

∙

9

=

1,5

0,921 ∙ 9,86

= 16,06 >

[

E

= [ + 2ˆ = 335 + 2 ∙ 8,1

= 351,2 

[

*E

= [

9

+ 2ˆ = 277,75 + 2 ∙ 8,1

= 293,95 

[

9} +U

= [

9

− 2ℎ

= 277,75 − 2 ∙ 19,9

= 237,95 

d)

Moc obliczeniowa

Stwierdzam, że dla prędkości prasa 20-

25 m/s wystarczy w moim przypadku

jeden pas wielkości D (27x19 mm,

N

0

=19-19,8 kW)

e)

Średnica zewnętrzna koła pasowego

f)

Średnica zewnętrzna koła pasowego

osadzonego na wale korbowym

g)

Wymiary rowka określam na podstawie

tabeli nr 43 „Obliczania tłokowego

silnika spalinowego” J. Jędrzejowski

- szerokość skuteczna rowka l

p

=11 mm

- kąt zarysu rowka α=36°

- średnica maksymalna dna rowka

N

o

=16,06 kW

D

z

=351,2

D

Nz

=293,95

D

Nz max

=237,95