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 [
"
− ~
"
=
`
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
\
{
=
[
E
− [
sin 45°
=
032,10 − 30,02
sin 45°
= 2,97
\
{|
=
[
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° + + = 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 ̊
[ = 00,02 − 0,082
= 00,02 − 0,082[
= 00,02 − 0,08273,1 = 01,46 − 5,852
= +
,
− = 12 + 4,5 − 5,7 = 10,8
5 =
"
−
"
+
"
− 2 sin o
20 − − 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
= ∙ cos o = 12 ∙ cos 28,75 = 10,52
= ∙ sin o = 12 ∙ sin 28,75 = 5,77
cos p =
5 − =
30,52
46,81 − 5,7 = 0,74
p = cos
G
00,742 = 42,27°
= ∙ cos p = 5,7 ∙ cos 42,27 = 4,21
= + ∙ 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
= 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
∙ = 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 ∙
"
"
3 ∙ 0 + 2 =
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
=971,8kg/m
3
ɳ
w
=0,5
<
'
=
00,25 − 0,352
;
]
∙
X
<
'
=
00,252
0,32 ∙ 75 = 58,6 >
}
=
<
'
C
}
∙ ∆&
}
=
58,6
4,19 ∙ 6 = 2,8/h
Δ = ∙ ∙ = 6 ∙ 1000 ∙ 9,81 = 59
}
=
}
∙ Δ
∙ ;
}
=
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
=971,8kg/m
3
T
w1
=363 K
T
w2
=358 K
= 1,5 /h
y =
∙ =
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° + 2Chp = ` ∙ 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
= [ + 2 = 335 + 2 ∙ 8,1
= 351,2
[
*E
= [
9
+ 2 = 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