Дизальный двигатель с сухим картером и турбонаддувом

КП по АвтоДвигатели Зотеев.DOC

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра "Автомобили и станочные комплексы
“Автомобильные двигатели”
-МиАТ- 11 А. В. Зотеев
Расчетно-пояснительная записка содержит страниц 67 рисунков 15 таблиц 17 используемых источников 4
ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ ПОРШЕНЬ ШАТУН ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА ГОЛОВКА БЛОКА ЦИЛИНДРОВ ВНЕШНЯЯ СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА МАСЛЯНЫЙ НАСОС КЛАПАН МАСЛЯНЫЙ РАДИАТОР.
В данной работе выполняется расчет дизельного двигателя и его основных узлов проводится тепловой расчет рассчитывается тепловой баланс двигателя и его скоростные характеристики.
Тепловой расчет двигателя6
2.Параметры рабочего тела7
3.Параметры окружающей среды и остаточные газы8
6.Процесс сгорания13
7.Процесс расширения16
8.Индикаторные параметры рабочего цикла17
9.Эффективные показатели двигателя18
10.Основные параметры цилиндра и двигателя19
11.Построение индикаторных диаграмм21
Тепловой баланс двигателя24
Скоростные характеристики двигателя27
1.Внешние скоростные характеристики27
Расчет поршневой группы30
2.Поршневые кольца34
Расчет шатунной группы40
1.Поршневая головка40
2.Кривошипная головка46
Расчет корпуса двигателя51
3.Головка блока цилиндров54
4.Шпильки головки блока56
Расчет Элементов системы смазки60
3.Масляный радиатор63
4.Расчет подшипников64
Cписок используемых источников67
Современные наземные виды транспорта обязаны своим развитием главным образом применению в качестве силовых установок поршневых двигателей внутреннего сгорания. Именно поршневые ДВС до настоящего времени являются основным видом силовых установок преимущественно используемых на автомобилях тракторах сельскохозяйственных дорожно-транспортных и строительных машинах. Эта тенденция сохраняется сегодня и будет еще сохранятся в ближайшей перспективе.
Курсовое проектирование – заключительная часть учебного процесса по изучению дисциплины раскрывающее степень усвоения необходимых знаний творческого использования их для решения конкретных инженерных задач. Оно служит одновременно начальным этапом самостоятельной работы молодого специалиста сокращающий период его адаптации на производстве. Целью данного курсового проектирования является расчет проектируемого автомобильного двигателя.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Таблица 1 Средний элементарный состав дизельного топлива
Углерод - С (часть единичного объема) =
Водород - Н (часть единичного объема) =
Кислород - О (часть единичного объема) =
Молекулярная масса паров топлива mт (кгкмоль) =
Низшая теплота сгорания топлива:
Теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг топлива:
где L0 - теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания 1 кг топлива кмоль воздкг топл.; 023 - массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха; 0208 - объемное содержание кислорода в 1 кмоль воздуха.
Таблица 2 Исходные данные по дизельному топливу
2.Параметры рабочего тела
2.1. Коэффициент избытка воздуха:
Уменьшение коэффициента избытка воздуха α до возможных пределов уменьшает размеры цилиндра и следовательно повышает литровую мощность дизеля но одновременно с этим значительно возрастает теплонапряженность двигателя особенно деталей поршневой группы увеличивается дымность выпускных газов. Лучшие образцы современных дизелей без наддува со струйным смесеобразованием устойчиво работают на номинальном режиме без существенного перегрева при α=14-15 а с наддувом при α=16-18. В связи с этим можно принять: α=17 для дизеля с наддувом.
2.2. Расчет количества горючей смеси:
кмоль воздуха кг топлива;
2.3. Расчет количества отдельных компонентов продуктов сгорания дизельного топлива:
-углекислого газа (кмоль СО2кг топл)
-водяного пара (кмоль H2Oкг топл)
-кислорода (кмоль О2кг топл)
-азота (кмоль N2кг топл)
Общее количество продуктов полного сгорания дизельного топлива (кмоль пр. сгмоль топл)
Таблица 3 Расчетные параметры рабочего тела
3.Параметры окружающей среды и остаточные газы
Атмосферные условия данные приведены в таблице 4.
Таблица 4 Атмосферные условия
Давление и температура окружающей среды для дизелей приведены в таблице 5.
Таблица 5 Давление и температура окружающей среды для дизелей
Давление и температура остаточных газов данные приведены в таблице 6.
Давление остаточных газов принимается по следующей зависимости: МПа
Таблица 6 Температура и давление остаточных газов
Температура Тr К (принимается)
Температура подогрева свежего заряда. Рассчитываемый двигатель не имеет специального устройства для подогрева свежего заряда. Однако естественный подогрев заряда в дизеле без наддува может достигать а при наддуве за счет уменьшения температурного перепада между деталями двигателя и температурой надувочного воздуха величина подогрева сокращается. Поэтому принимаем для дизелей с наддувом .
Плотность заряда на впуске
где Rв - 287 Дж(кг*град) - удельная газовая постоянная для воздуха.
Потери давления на впуске дизеля с наддувом
где и мс приняты в соответствии со скоростным режимом двигателей с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля.
Давление в конце впуска
Коэффициент остаточных газов.
Температура в конце впуска:
Коэффициент наполнения:
Таблица 7 Результаты вычисления процесса впуска
Температура подогрева свежего заряда ΔТ 0С (принимаем)
Плотность заряда на впуске ρк кгм3
Потери давления на впуске в двигателе Δра МПа
Давление в конце впуска ра МПа
Коэффициент остаточных газов γr
Температурв в конце впуска Та К
Коэффициент наполнения v
Рисунок 1 Номограмма для определения показателя адиабаты сжатия k1
Средние показатели адиабаты и политропы сжатия. При работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять политропы сжатия приблизительно равным показателю адиабаты который определяется по номограмме представленной на рисунке 1.
Для дизеля с наддувом при и К
Давление в конце сжатия:
Температура в конце сжатия:
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:
Рисунок 2 Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания
а) свежей смеси (воздуха)
б)остаточных газов определяется по таблице представленной на рисунке 2 методом интерполяции
в)рабочей смеси для двигателя с впрыском топлива
Таблица 8 Результаты вычисления процесса сжатия
Показатель политропы сжатия (n1k1) номограмма 1
Давление в конце сжатия рс МПа
Температура в конце сжатия Тс К
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия
Температура в конце сжатия tc= 0С
Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси
Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси
Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях с наддувом:
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания
Рисунок 3 Формулы для определения средних мольных теплоемкостей остаточных газов
Коэффициент использования теплоты для современных дизелей с неразделенными камерами сгорания и хорошо организованным смесеобразованием можно принять для двигателей без а при наддуве в связи с повышением теплонапряженности двигателя и создании более благоприятных условий для протекания процесса сгорания - .
Степень повышения давления в дизеле в основном зависит от величины цикловой подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали КШМ целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше МПа. В связи с этим целесообразно принять для дизеля без наддува а с наддувом .
Температура в конце видимого процесса сгорания:
Максимальное давление сгорания для дизелей с наддувом
Степень предварительного расширения для дизелей:
Таблица 9 Результаты вычисления процесса сгорания
Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси 0
Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси
Теплота сгорания рабочей смеси Hраб.см
Коэффициент использования теплоты z
Степень повышения давления λ
Температура в конце видимого процесса сгорания tz= 0С
Максимальное давление сгорания для дизелей pz МПа
Степень предварительного расширения для дизелей ρ
7.Процесс расширения
Рисунок 4 Номограмма для определения показателя адиабаты расширения k2
Степень последующего расширения для дизелей:
Средний показатель адиабаты расширения для дизелей выбираются следующим образом. На номинальном режиме можно принять показатель политропы расширения с учетом достаточно больших размеров цилиндра несколько меньше показателя адиабаты расширения который определяется по номограмме представленной на рисунке 4.
Давление и температура в конце процесса расширения:
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:
Таблица 10 Результаты вычисления процесса расширения
Степень последующего расширения для дизелей
Показатель политропы расширения n2
Давление в конце процесса расширения pb МПа
Температура в конце процесса расширения Тb
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов
8.Индикаторные параметры рабочего цикла
Теоретическое среднее индикаторное давление для двигателя с впрыском топлива:
Среднее индикаторное давление:
Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива дизелей
Теоретическое среднее индикаторное давление р'i МПа
Среднее индикаторное давление pi Мпа
Индикаторная мощность Ni кВт
Индикаторный удельный расход топлива gi г(кВт*ч)
9.Эффективные показатели двигателя
Среднее давление механических потерь
Среднее эффективное давление и механический КПД:
Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива дизелей:
Средняя скорость поршня vп.ср мс
Среднее давление механических потерь pm МПа
Среднее эффективное давление pe МПа
Эффективная мощность Nе кВт
Эффективный удельный расход топлива ge г(кВт*ч)
10.Основные параметры цилиндра и двигателя
Рабочий объем одного цилиндра двигателя с впрыском топлива: л.
Диаметр и ход поршня дизеля как правило выполняются с отношением хода поршня к диаметру цилиндра SD≥1. Однако уменьшение SD для дизеля так же как и для карбюраторного двигателя снижает скорость поршня и повышает м. В связи с этим целесообразно принять SD=1. мм
Окончательно принимается D=S=130 мм.
Основные параметры и показатели двигателей определяются по окончательно принятым значениям D и S:
площадь поршня мм2=13266см2
мощность двигателя кВт
часовой расход топлива кгч
что достаточно близко к ранее принятому значениюмс.
Рабочий объем одного цилиндра
Диаметр и ход поршня дизеля
Площадь поршня FП см2
Литраж двигателя VЛ л
Мощность двигателя Ne кВт
Крутящий момент Me Нм
Часовой расход топлива GТ кгч
Литровая мощность Nл кВтдм3
11.Построение индикаторных диаграмм
Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня мм; масштаб давлений МПа в мм.
Величины в приведенном масштабе соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:
Максимальная высота диаграммы (точка z)
Ординаты характерных точек:
Построение политроп сжатия и расширения роизводится графическим методом:
а) для луча ОС принимаем угол α=15о
в) используя лучи OD и ОС строим политропу сжатия начиная с точки с;
д) используя лучи ОЕ и ОС строим политропу расширения начиная с точки z.
Теоретическое среднее индикаторное давление
Где мм2 площадь диаграммы aczba
Величина МПа полученная планиметрированием индикаторной диаграммы очень близка к величине МПа полученной в тепловом расчете.
Скругление индикаторной диаграммы. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный то фазы газораспределения необходимо устанавливать: впуск - начало открытия впускного клапана (точка r') устанавливается за 25° до прихода поршня в в.м.т. а закрытие (точка а") — через 60° после прохода поршнем н.м.т.; выпуск - начало открытия выпускного клапана (точка ) принимается за 60° до прихода поршня в н.м.т. а закрытие (точка ) — через 25° после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя угол опережения впрыска принимается равным 35° (точка c’) а продолжительность периода задержки воспламенения =8 (точка f).
В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек и по формуле для перемещения поршня
где l - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Выбор величины l производится при проведении динамического расчета а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается l=0270.
Расчеты ординат точек и сведены в таблице 14
Расстояние АХ точек от в.м.т. мм
Положение точки с” определяется из выражения
Действительное давление сгорания
Нарастание давления от точки с" до zд составляет 1035 -828 =207 МПа или 20710=0207 МПаград п.к.в. где 100 — положение точки zД по горизонтали.
Соединяя плавными кривыми точки r c a' c' c c" далее с zД и кривой расширения (точка b" располагается обычно между точками b и a) и линией выпуска b"r'r получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra'ac'fc"zдb'b"r.
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Тепло выделяющееся при сгорании топлива в цилиндрах двигателя не может быть полностью преобразовано в полезную механическую работу. В термодинамическом цикле эффективность превращения тепла в работу оценивается термическим коэффициентом полезного действия rt который всегда остается меньше единицы вследствие передачи части тепла холодному источнику. В реальном двигателе потери тепла возрастают из-за трения теплообмена неполноты сгорания и других причин. В связи с этим эффективный КПД e цикла имеет меньшее значение по сравнению с величиной t
Распределение тепловой энергии топлива сгорающего в двигателе наглядно иллюстрируется составляющими внешнего теплового баланса которые определяются при установившемся тепловом состоянии двигателя в процессе его испытаний. Приближенно составляющие теплового баланса можно найти аналитически по данным теплового расчета двигателя.
Тепловой баланс позволяет определить тепло превращенное в полезную эффективную работу т. е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имевшихся потерь. Знание отдельных составляющих теплового баланса позволяет судить о теплонапряженности деталей двигателя рассчитать схему охлаждения выяснить возможность использования теплоты отработавших газов и т. д.
В общем виде внешний тепловой баланс дизеля может быть представлен в виде следующих составляющих:
Где - общее количество теплоты введенной в двигатель с топливом;
Теплота эквивалентная эффективной работе двигателя за 1 с:
Рисунок 5 Средняя мольная теплоемкость отдельных газов при постоянном объеме
Теплота потерянная с отработавшими газами: Джс
где кДж(кмоль*град); - определено по таблице приведенной на рисунке 2 методом интерполяций при и °C;
кДж(кмоль*град); - определено по таблице (графа «Воздух») приведенной на рисунке 5 методом интерполяций при и °C;
Теплота передаваемая охлаждающей среде:
где - коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчетах принято ; D - диаметр цилиндра см; и n - частота вращения коленчатого вала двигателя мин-1; - показатель степени для четырехтактных двигателей.
Неучтенные потери теплоты:
Знание абсолютных значений составляющих теплового баланса позволяет осуществить количественную оценку распределения теплоты в двигателе. Если же необходимо сравнить распределение теплоты в различных двигателях или оценить степень теплоиспользования конкретного двигателя то составляющие теплового баланса удобнее представлять в относительных величинах например в процентах по отношению ко всей теплоте подведенной с топливом:
Величины отдельных составляющих теплового баланса двигателя не являются постоянными а изменяются в процессе его работы в зависимости от нагрузки быстроходности и других факторов. Результаты расчета приведены в таблице 15.
Таблица 15 Результаты расчета теплового баланса
Составляющие теплового баланса
Теплота эквивалентная эффективной работе
Теплота передаваемая охлаждающей среде
Теплота потерянная с отработавшими газами
Неучтеные потери теплоты
Общее количество теплоты введеннной в двигатель с топливом
СКОРОСТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
При построении внешних скоростных характеристик вновь проектируемых двигателей иногда используют результаты теплового расчета проведенного для нескольких режимов работы двигателя с полной нагрузкой. Однако этот метод расчета скоростных характеристик дает надежные результаты только при наличии достаточно полных экспериментальных данных по целому ряду параметров работы двигателя на частичных скоростных режимах.
С достаточной степенью точности внешнюю скоростную характеристику можно построить по результатам теплового расчета проведенного для одного режима работы двигателя — режима максимальной мощности и использования эмпирических зависимостей.
1 Внешние скоростные характеристики
На основании теплового расчета проведенного для режима номинальной мощности получены следующие параметры необходимые для построения внешней скоростной характеристики дизеля:
Без наддува – эффективная мощность Ne=1477 кВт; частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности nN=2400 мин-1 тактность двигателя =4; литраж Vл=7 л; ход поршня S=130; теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива плотность заряда на впуске pk=1641 кгм3; коэффициент избытка воздуха αN=16; удельный эффективный расход топлива geN=207 г(кВт*ч).
Расчетные точки скоростной характеристики. Принимаем: nm n далее через каждые 500 мин-1 и nN=2400 мин-1.
Все расчетные данные заносятся в таблицу 16.
Мощность в расчетных точках кВт:
Эффективный крутящий момент Нм:
Среднее эффективное давление МПа:
Средняя скорость поршня мс:
Среднее давление механических потерь МПа:
Среднее индикаторное давление МПа:
Индикаторный крутящий момент Нм:
Удельный эффективный расход топлива г(кВт*ч):
Часовой расход топлива кгч:
Коэффициент избытка воздуха:
По расчетным данным приведенным в таблице 3.1 строим внешние скоростные характеристики дизелей с наддувом.
Коэффициент приспособляемости для дизелей:
Результаты расчёта внешней скоростной характеристики:
Таблица 16 Результаты расчета внешней скоростной характеристики
РАСЧЕТ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ
Наиболее напряженным элементом поршневой группы является поршень (рисунок 6) воспринимающий высокие газовые инерционные и тепловые нагрузки. Его основными функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача газовых сил давления с наименьшими потерями кривошипно-шатунному механизму. Поршень представляет собой достаточно сложную деталь как в отношении самой конструкции так и в отношении технологии и подбора материала при его изготовлении.
Рисунок 6 Схема поршня
Основными тенденциями совершенствования поршней современных двигателей является снижение их массогабаритных параметров повышение прочности и износостойкости а также снижение коэффициента линейного расширения что очень важно для получения минимального теплового зазора между поршнем и цилиндром без заклинивания.
Поршни автотракторных двигателей изготавливаются в основном из алюминиевых сплавов и реже из чугуна. В качестве алюминиевых сплавов использовались эвтектические сплавы алюминия с кремнием содержание которого в сплаве не превышало 12-13%. Однако постоянно растущий уровень форсирования двигателей особенно двигателей с турбонаддувом и дизелей требовал перехода на более термопрочные материалы для изготовления поршней. В настоящее время новые двигатели имеют поршни изготовленные из заэвтектических сплавов алюминия с кремнием содержание которого достигает 18 и более процентов. Для улучшения физико-механических свойств заэвтектических сплавов применяется их легирование никелем магнием медью хромом и специальные технологии литья или горячей штамповки.
Чугунные поршни по сравнению с алюминиевыми обладают более высокими показателями твердости износостойкости и жаропрочности а также одинаковым коэффициентом линейного расширения с материалом гильзы цилиндра. Однако большая плотность чугунного поршня не позволяет его использовать для высокооборотных двигателей. В настоящее время все серийно выпускаемые двигатели легковых автомобилей имеют поршни из алюминиевых сплавов.
Расчет поршня дизеля.
На основании данных расчетов (теплового и скоростной характеристики) получили: D=130 мм ход поршня S=130 мм действительное максимальное давление сгорания pд=5502 МПа при nм=2400 обмин площадь поршня Fп=13266 см2 наибольшую нормальную силу Nmax=000697МН при φ=390° массу поршневой группы mп=294 кг частоту вращения nх.х.max=2400 мин-1 и λ=027.
Рисунок 7 Основные конструктивные соотношения размеров поршня
В соответствии с существующими аналогичными двигателями принимаем:
высоту поршня Н=130 мм; высоту юбки поршня hю=100 мм радиальную толщину кольца t=64 мм радиальный зазор кольца в канавке поршня Δt=08 мм толщину стенки головки поршня s=12 мм величину верхней кольцевой перемычки hп=6 мм число и диаметр масляных каналов в поршне n'п=10 и dм=2 мм. Материал поршня –алюминиевый сплав ап=2210-6 1К; материал гильзы цилиндра – серый чугун ац=1110-6.
Напряжение сжатия в сечении х - х
Напряжение разрыва в сечении х - х:
Максимальная угловая скорость холостого хода
Масса головки порщня с кольцами расположенными выше сечения х - х:
Максимальная разрывающая сила
Напряжения в верхней кольцевой перемычке: среза
из=00045 pzд(Dhс)2=204 МПа;
Удельное давление поршня на стенку цилиндра:
Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расширении в верхнем сечении головки поршня Δ'г и нижнем сечении юбки Δ'ю.
Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:
Диаметральные зазоры в горячем состоянии
где Тц=388 К Тг=493 К Тю=428 К приняты с учетом жидкостного охлаждения двигателя.
Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок выполняя три основные функции:
— герметизации надпоршневого пространства в целях максимально возможного использования тепловой энергии топлива;
— отвода избыточной доли теплоты от поршня в стенки цилиндра;
— «управление маслом» т. е. рационального распределения масляного слоя по зеркалу цилиндра и ограничения попадания масла в камеру сгорания.
Выполнение этих функций на современных двигателях обеспечивает комплект колец как правило состоящий из трех колец: двух компрессорных и одного маслосъемного.
Наиболее нагруженным особенно в тепловом отношении является первое (верхнее) компрессионное кольцо температура которого достигает 200 — 250 °С. Обычно оно изготовляется из легированного высокопрочного чугуна с шаровидным графитом имеющим предел прочности 1100 — 1400 МПа легирующие добавки хрома никеля молибдена и других металлов способствуют повышению термостойкости компрессионных колец до 340 °С. Тем не менее для наиболее высоко форсированных дизелей и бензиновых двигателей применяются верхние компрессионные кольца изготовленные из высокоуглеродистых сталей с пределом прочности 1400 — 1500 МПа и выше. В целях повышения износостойкости на компрессионные кольца в обязательном порядке наносятся специальные износостойкие покрытия. Чаще всего в качестве такого покрытия используется электролитическое хромирование слоем (010 — 015 мм) твердого хрома или слоем еще более тугоплавкого и износостойкого молибдена.
Расчет поршневого кольца дизеля.
Материал кольца - серый чугун Е= 1 105 МПа.
Среднее давление кольца на стенку цилиндра
Давление (МПа) кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности определяется по формуле:
где - переменный коэффициент определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра. Для бензиновых двигателей можно принять грушевидную форму эпюры давления кольца со следующими параметрами:
По этим данным построена каплевидная эпюра давлений кольца на стенку цилиндра
Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии
Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень
Монтажный зазор в замке поршневого кольца:
Где Δк=008 мм Tк=388Tц=498 и T0=293К.
Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок приводящих к возникновению напряжений изгиба сдвига смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к материалам применяемым для изготовления пальцев предъявляются требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные никелем и хромом стали с твердой поверхностью и вязкой основой.
Основные конструктивные размеры поршневых пальцев обычно принимаются по статистическим данным или по данным прототипов с последующей проверкой расчетом. Большинство бензиновых двигателей имеют поршневые пальцы диаметром 20 — 23 мм с цилиндрическим внутренним отверстием. Пальцы диаметром 17 — 19 мм имеют двигатели малого рабочего объема. В современных высокофорсированных двигателях наблюдается тенденция увеличения толщины стенок пальцев и уменьшения их длины особенно при использовании способа фиксации шатуна от осевого перемещения в бобышках поршня. Поршневые пальцы дизелей имеют диаметр в основном в пределах 24 - 30 мм но в 15 - 2 раза более толстые стенки в целях обеспечения их жесткости и прочности.
Максимальные напряжения в пальцах бензиновых двигателей возникают при работе на режиме максимального крутящего момента.
Расчет поршневого пальца дизеля
Принимаем: наружный диаметр пальца dп=50 мм внутренний диаметр пальца dв =30 мм длину пальца lп=145 мм длину втулки шатуна lш=48 см расстояние между торцами бобышек b=65 мм. Материал поршневого пальца - сталь 12ХН3А E=2 105 МПа. Палец плавающего типа.
Расчетная сила действующая на поршневой палец:
Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна
Удельное давление пальца на бобышки
Напряжение изгиба в среднем сечении пальца
Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна
Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации
Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:
в горизонтальной плоскости (точки 1=0°)
в вертикальной плоскости (точки 3=90°)
Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:
в горизонтальной плоскости(точки 2=0°)
в вертикальной плоскости(точки 4=90°)
РАСЧЕТ ШАТУННОЙ ГРУППЫ
Конструкция шатунов применяемых в автомобильных и тракторных двигателях разнообразна и зависит в основном от типа двигателя и расположения цилиндров. Расчетными элементами шатунной группы являются поршневая и кривошипная головки стержень шатуна и шатунные болты. При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерционных сил а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготовляют из марганцовистых хромистых хромоникелевых сталей с содержанием углерода 030 — 045%. Для повышения усталостной прочности при достаточной вязкости и пластичности стальные шатуны подвергают в процессе штамповки промежуточной термообработке а после штамповки — полированию обдувке дробью нормализации закалке и отпуску.
Рисунок 8 Расчетная схема поршневой группы
Поршневая головка шатуна рассчитывается на:
а) усталостную прочность в сечении I — I от действия инерционных сил (без учета запрессованной втулки) достигающих максимальных значений при работе дизеля
на режиме максимальной частоты вращения холостого хода а при работе бензинового двигателя на режиме разносной частоты вращения вала равной ~ 138
б) напряжения возникающие в головке от воздействия на нее запрессованной втулки;
в) усталостную прочность в сечении А — А (место перехода
головки шатуна в стержень — заделка головки) от действия суммарных (газовых и инерционных) сил и запрессованной втулки.
Расчет поршневой головки шатуна дизеля.
Из теплового и динамического расчетов имеем давление сгорания pzд= 5502 МПа на режиме n=nN=2400 мин-1 при φ=370° массу поршневой группы mп=294 кг; массу шатунной группы mш =339 кг; максимальную частоту вращения при холостом ходе nх.хma ход поршня S=130 мм; площадь поршня Fn=13266см2; λ=027. Из расчета поршневой группы имеем диаметр поршневого пальца dn=50 мм; длину поршневой головки шатуна внутренний диаметр головки d=55 мм; радиальную толщину стенки головки мм; радиальную толщину стенки втулки мм.
Материал шатуна - сталь 45Х; МПа 1К. Материал втулки - бронза; МПа 1К предел прочности МПа;
пределы усталости при изгибе МПа и растяжении - сжатии МПа;
предел текучести МПа;
коэффициенты приведения цикла при изгибе и растяжении - сжатии .
Рисунок 9 Основные конструктивные параметры поршневой головки шатуна
По формулам определяем:
При растяжении – сжатии
Расчет сечения I — I:
максимальное напряжение пульсирующего цикла
где кг – масса части головки выше сечения I - I;
среднее напряжение и амплитуда напряжений
где - эффективный коэффициент концентрации напряжений (головка не имеет резких переходов и концентрация напряжения в основном зависит от качественной структуры материала); м=077 - масштабный коэффициент; п=072 - коэффициент поверхностной чувствительности.
так как то запас прочности в сечении I — I определяется по пределу усталости:
Напряжения от запрессованной втулки:
где мм - натяг посадки бронзовой втулки;
мм - температурный натяг;
K - средний подогрев головки и втулки;
удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой
где =03 - коэффициент Пуассона;
напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки
напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки
Расчет сечения А - А на изгиб: максимальная сила растягивающая головку на режиме n=nN
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении 0 - 0:
где φш.з=110° - угол заделки; - средний радиус головки;
Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы:
Рисунок 10 Зависимость значений от угла заделки
Рисунок 11 Тригонометрические зависимости функций от угла
Напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы
суммарная сила сжимающая головку:
нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы:
где и выбираются из табличных значений представленных на рисунке 10.
и по таблице представленной на рисунке 11.
Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы
Максимальное и минимальное напряжения асимметричного цикла:
среднее напряжение и амплитуда напряжений:
Так как то запас прочности в сечении А - А определяется по пределу усталости
2 Расчет кривошипной головки
Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем: радиус кривошипа R=006 м; массу поршневой группы mп=294 кг; массу шатунной группы mш= mш.п + mш .к=339 кг; угловую частоту вращения х.хma λ=027. Принимаем: диаметр шатунной шейки d ш.ш=90 мм; толщину стенки вкладыша tв=3 мм; расстояние между шатунными болтами Сб =120 мм; длину кривошипной головки lк=45 мм.
Рисунок 12 Основные геометрические размеры кривошипной головки шатуна
Максимальная сила инерции
Момент сопротивления расчетного сечения
где мм – внутренний радиус кривошипной головки шатуна.
Моменты инерции вкладыша и крышки:
Напряжение изгиба крышки и вкладыша
Стержень шатуна рассчитывают на усталостную прочность в среднем сечении В- В от действия знакопеременных суммарных сил (газовых и инерционных) возникающих при работе двигателя на режимах n=nN или п=пм. Обычно расчет ведется для режима максимальной мощности. Запас прочности сечения определяется в плоскости качания шатуна и в перпендикулярной плоскости. Условием равнопрочности стержня шатуна в обеих плоскостях является nx=ny
Рисунок 13 Основные конструктивные параметры стержня шатуна
Расчет стержня шатуна двигателя дизеля.
Из динамического расчета имеем:
кН=01056 МН при φ=370°;
к Н=-002114 МН при φ=0°;
Lш=222 мм; h ш=45 мм; b ш=35 мм; a ш=7 мм; t ш=7 мм.
Из расчетов поршневой и кривошипной головок шатуна: d=55 mm d1 =96 мм; характеристики прочности материала шатуна (сталь 40Х).
Площадь и моменты инерции расчетного сечения В — В:
Максимальное напряжение от сжимающей силы: в плоскости качания шатуна
в плоскости перпендикулярной плоскости качания шатуна:
Минимальное напряжение от растягивающей силы
Средние напряжения и амплитуды цикла:
Так как и то запасы прочности в сечении В-В определяются по пределу усталости:
Расчет шатунного болта дизеля.
Из расчета кривошипной головки шатуна имеем: максимальную силу инерции разрывающую кривошипную головку и шатунные болты; Pjp=00257 МН. Принимаем: номинальный диаметр болта d = 14 мм; шаг резьбы t=15 мм; число болтов iб=2. Материал - сталь 40ХН.
Пределы прочности в=1300 МПа; текучести т =1150 МПа и усталости при растяжении - сжатии -1р-380 МПа; коэффициент приведения цикла при растяжении - сжатии α=02.
Сила предварительной затяжки
Суммарная сила растягивающая болт:
Максимальные и минимальные напряжения возникающие в болте:
Среднее напряжение и амплитуды цикла
где ; αk=42; q=1; п =082; м=096.
Так как то запас прочности болта определяется по пределу усталости:
РАСЧЕТ КОРПУСА ДВИГАТЕЛЯ
У большей части современных автомобильных и тракторных двигателей блок цилиндров выполнен заодно с верхней частью картера и называется блок-картером. К блок-картеру крепят и в нем размещают различные механизмы и отдельные детали двигателя. При работе двигателя блок-картер воспринимает значительные динамические и тепловые нагрузки.
Блок-картер должен обладать высокой прочностью и жесткостью. Увеличение жесткости блок-картера достигается за счет оребрения его перегородок применения тунельного картера расположения плоскости соединения нижней половины картера с верхней ниже плоскости разъема коренных подшипников а также других конструктивных мероприятий.
Материалом для блок-картера обычно служит серый легированный чугун а также алюминиевые сплавы со специальными покрытиями. Наиболее распространены алюминиевые блоки с «мокрыми» или «сухими» гильзами. Рядные четырехцилиндровые двигатели обычно имеют блок отлитый из серого легированного чугуна. При этом гильзы цилиндров отлиты за одно целое с блоком образуя рубашку охлаждения между гильзами и наружными стенками.
Блок цилиндров имеет в нижней части так называемую «постель» для вкладышей подшипников коленчатого вала. Постели обрабатываются на специальном прецизионном оборудовании с высокой точностью. Технология обработки блока предполагает:
соосность всех постелей блока;
перпендикулярность осей постелей и цилиндров;
параллельность плоскости разъема блока с головкой и осью постелей;
параллельность осей постелей вспомогательных и распределительных валов (если они установлены в блок) оси постели коленчатого вала.
Все отклонения от перпендикулярности и параллельности не должны превышать половины рабочего зазора между деталями. При зазоре 004-006 мм это составит не более 002-003 мм.
Конструкция блока цилиндров и его габаритные размеры определяются назначением условиями работы и мощностью двигателя. Толщина перегородок чугунного блока и стенок жидкостной рубашки обычно не превышает 4-7 мм а толщина перегородок и стенок верхней половины картера – 5-8 мм. В алюминиевом блок-картере толщина стенок соответственно увеличивается на 1-3 мм.
Одним из наиболее важных конструктивных показателей блок-картера является отношение расстояния между осями соседних цилиндров к диаметру D цилиндра. Величина характеризует компактность двигателя по длине. Она зависит от схемы расположения конструкции и длины коренных подшипников размеров шатунных шеек типа гильз и других конструктивных факторов. Для однорядного блок-картера с однопролетным коленвалом и с подшипниками скольжения .
Расчет блок-картера на прочность представляет большие трудности в определении действующих усилий из-за сложности конфигурации и здесь не приводится.
Гильзы цилиндров являются наиболее нагруженными деталями двигателя. Они испытывают напряжения от действия сил газов бокового давления поршня и тепловых нагрузок. Тяжелые условия работы гильз цилиндров приводят к необходимости использовать для их изготовления высококачественные легированные чугуны или азотируемую сталь.
«Мокрые» чугунные или стальные гильзы алюминиевых блоков обычно устанавливаются с некоторым превышением (003-007 мм) над плоскостью рубашки блока что обеспечивает достаточное уплотнение после установки прокладки и головки блока и затяжки болтов. При этом низ гильзы герметизируется резиновыми уплотнительными кольцами. В некоторых конструкциях дизелей гильза в блоке зажата только по верхнему бурту в то время как остальная ее часть свободна и не испытывает силовых нагрузок от затяжки головки блока.
Некоторые современные двигатели имеют алюминиевый блок с залитыми в него «сухими» тонкостенными гильзами из износостойкого чугуна. При этом верхняя часть гильз часто не связана с рубашкой блока для исключения температурных и силовых деформаций. Некоторые ведущие фирмы выпускают двигатели с «сухими» гильзами которые не отливают а спекают из гранул. Это позволяет значительно увеличить легирование алюминия кремнием и уменьшить коэффициент линейного расширения материала блока приблизив его к коэффициенту линейного расширения чугуна что обеспечивает стабильность зазора в коренных подшипниках коленчатого вала. Некоторые фирмы при отливке алюминиевых блоков используют специальные технологии позволяющие получать направленную кристаллизацию кремния у поверхности зеркала цилиндров. Последующим травлением поверхности с нее удаляется алюминий и после окончательной обработки здесь остается чистый кремний. Такие гильзы в паре с поршнем имеющим гальваническое покрытие железом и хромированными кольцами обладают исключительно высокой износоустойчивостью.
Основные конструктивные размеры гильз устанавливают с учетом получения необходимой прочности и жесткости обеспечивающей отсутствие овализации цилиндра при сборке двигателя и во время его работы.
Расчет гильзы цилиндра дизеля. На основании проведенного теплового расчета имеем: диаметр цилиндра D=130 мм максимальное давление сгорания МПа при . Материал газы цилиндра – чугун: МПа; и .
Толщину стенки гильзы цилиндра выбирают конструктивно: мм.
Расчетная толщина стенки гильзы
Где МПа – допустимое напряжение на растяжение для чугуна.
Толщину стенки гильзы выбирают с некоторым запасом прочности так как
Напряжение растяжения в гильзе от действия максимального давления газов
Температурные напряжения в гильзе
где К - температурный перепад между внутренней и наружной поверхностями гильзы. Суммарные напряжения в гильзе от давления газов и перепада температур:
на наружной поверхности
на внутренней поверхности
3 Головка блока цилиндров
Головка блока цилиндров представляет собой деталь сложной конфигурации. Конструкция головки и се основные размеры зависят от размеров впускных и выпускных клапанов свечей форсунок цилиндров к формы камеры сгорания. В автомобильных и тракторных двигателях с жидкостным охлаждением головки цилиндров обычно изготавливают в виде общей отливки для одного ряда цилиндров а в двигателях с воздушным охлаждением устанавливают индивидуальные головки или головки объединяющие два соседних цилиндра.
Одно из наиболее важных требований предъявляемых головке 1 блока — хорошее охлаждение стенок камеры сгорания и выпускало канала а также перемычек между клапанами. Это требование особенно важно для современных многоклапанных двигателей имеющих до четырех клапанов в каждый цилиндр. В четырехклапанных головках как правило применяется два верхних распределительных вала но существуют конструкции и с одним распределительным валом. Головки с тремя клапанами на цилиндр обычно имеют один распределительный вал.
Головки блока цилиндров работают в условиях воздействия на них больших знакопеременных нагрузок и высоких температур. При этом термические напряжения в головке особенно высокофорсированных двигателей могут намного превышать механические напряжения. Температура стенок камеры сгорания в чугунных головках достигает 350 °С а перепады температур между отдельными точками доходят до 150 °С. В головках из алюминиевых сплавов обладающих хорошей теплопроводностью максимальные температуры несколько ниже а перепады температур обычно не превышают 60 °С.
Головки блока цилиндров работают в условиях воздействия на иве больших знакопеременных нагрузок в высоких температур вызывающих значительные напряжения. Вследствие сложности конструктивных форм определяющихся влиянием различных факторов а также невозможностью точного учета всех действующих на головку сил расчет ее на прочность является весьма условным. В связи с этим в практике двигателестроения при конструировании головок блока основные размеры их принимают по опытным данным.
Материал для изготовления головки блока должен обладать повышенной прочностью как в отношении механических так и тепловых нагрузок. Этим требованиям в большей степени удовлетворяют алюминиевые сплавы и серые чугуны с легирующими присадками. В двигателях с воздушным охлаждением головки цилиндров изготовляют из сплавов алюминия.
Головка блоха должна быть достаточно жесткой чтобы не допустить коробления седел клапанов и других элементов головки при работе двигателя. Жесткость конструкции головки обеспечивается за счет соответствующего выбора ее основных размеров.
Толщина нижней опорной стенки головки и толщина стенок жидкостной рубашки для двигателей с диаметром цилиндра мм могут быть определены по следующим приближенным зависимостям:
Для бензиновых двигателей мм
Для всех двигателей мм
При использовании алюминиевых сплавов толщина стенок соответственно увеличивается на 2 – 3 мм.
Где - расчетное разрывное усилие МН; - расчетное сечение м2
Напряжение разрыва изменяется в пределах 10 — 15 МПа. Низкие значения допускаемых напряжений связаны с появлением больших тепловых нагрузок при работе двигателя которые не учитываются формулой.
4 Шпильки головки блока
Силовые шпильки служат для соединения головки блока с блок – картером (рисунок 14). Они работают в условиях воздействия на них сил от предварительной затяжки давления газов я нагрузок возникающих из-за неравенства температур л коэффициентов линейного расширения материалов головки блока блок – картера и шпилек. Число силовых шпилек их конструктивные размеры ж предварительная затяжка должны обеспечивать надежное уплотнение газового стыка на всех режимах работы двигателя.
Материалом для изготовления шпилек в бензиновых двигателях и дизелях служат углеродистые стали с высоким пределом упругости и высоколегированные стали. Использование материалов с высоким пределом упругости способствует уменьшению остаточных деформаций возникающих при работе двигателя что обеспечивает хорошую герметичность газового стыка.
Расчет шпильки головки блока дизеля. На основании проведенного теплового расчета имеем: диаметр цилиндра D = 130 мм; площадь поршням2 максимальное давление сгорания МПа при
Число шпилек на один цилиндр номинальный диаметр шпильки d = 20 мм; шаг резьбы мм; внутренний диаметр резьбы шпильки мм. Материал шпильки - сталь 18ХНВА.
По таблице для легированной стали 18ХНВА определяем:
пределы прочности МПа текучести МПа и усталости при растяжении - сжатия МПа;
коэффициент приведения цикла при растяжении - сжатия
Проекция поверхности камеры сгорания на плоскость перпендикулярную оси цилиндра при верхнем расположении клапанов:
Сила давления газов приходящаяся на одну шпильку:
где m = 35- коэффициент затяжки шпильки для соединений с прокладками;
- коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.
Суммарная сила растягивающая шпильку без учета силы
Минимальная сила растягивающая шпильку:
Максимальные и минимальные напряжения возникающие в шпильке:
где - площадь сечения шпильки по внутреннему диаметру резьбы м2.
Среднее напряжение и амплитуда цикла:
Величина МПа где ; определяется по таблице; при МПа и ; ; мм;
Так как то запас прочности шпильки определяется по пределу текучести:
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ
Масляная система обеспечивает смазку деталей двигателя с целью уменьшения трения предотвращения коррозии удаления продуктов износа и частичное охлаждение его отдельных узлов. В зависимости от типа и конструкции двигателей применяют систему смазки разбрызгиванием под давлением и комбинированную. Большинство автомобильных и тракторных двигателей имеют комбинированную систему смазки. При этом к большинству трущихся поверхностей масло подводится под давлением.
Одним из основных элементов смазочной системы является масляный насос который служит для подачи масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя. По конструктивному исполнению масляные насосы бывают шестеренчатые и винтовые. Шестеренчатые насосы отличаются простотой устройства компактностью надежностью в работе и являются наиболее распространенными в автомобильных и тракторных двигателях.
Расчет масляного насоса заключается в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе.
Общее количество теплоты выделяемой топливом в течение 1 с определяется по данным теплового расчета:
Количество теплоты отводимой маслом от двигателя:
Теплоемкость масла кДж(кг- К). Плотность масла кгм3. Температура нагрева масла в двигателе К.
Циркуляционный расход масла
Циркуляционный расход с учетом стабилизации давления масла в системе
Объемный коэффициент подачи .
Расчетная производительность насоса
Модуль зацепления зуба мм = 0005 м. Высота зуба мм=001 м. Число зубьев шестерен .
Диаметр начальной окружности шестерни
Диаметр внешней окружности шестерни
Окружная скорость на внешнем диаметре шестерни мс.
Частота вращения шестерни (насоса)
Рабочее давление масла в системе Па.
Механический КПД масляного насоса .
Мощность затрачиваемая на привод масляного насоса:
Масляная центрифуга представляет собой центробежный фильтр тонкой очистки масла от механических примесей.
В автомобильных и тракторных двигателях наибольшее распространение получили двухсопловые центрифуги с гидрореактивным приводом. Действие этого привода основано на использовании реакции струй масла вытекающих из сопел. Отличаясь простотой устройства и обслуживания при эксплуатации центрифуги с гидрореактивным приводом обеспечивают высокие угловые скорости вращения ротора и следовательно качественную очистку масла.
Расчет центрифуги заключается в определении необходимого давления масла перед центрифугой и частоты вращения ее ротора.
Циркуляционный расход масла в системе принимается по данным примера
Неполнопоточность центрифуги принимается равной 20%.
Производительность центрифуги
Плотность масла кгм3.
Коэффициент сжатия струи масла .
Диаметр сопла центрифуги мм=0002 м.
Площадь отверстия сопла м2
Расстояние от оси сопла до оси вращения ротора мм=004 м.
Момент сопротивления в начале вращения ротора Нм.
Скорость нарастания момента сопротивления (Нм)мин-1.
Частота вращения ротора центрифуги в минуту
Радиус оси ротора мм=0008 м.
Коэффициент расхода масла через сопло .
Коэффициент гидравлических потерь .
Давление масла перед центрифугой
Масляный радиатор представляет собой теплообменный аппарат для охлаждения масла циркулирующего в системе двигателя. Различают два типа радиаторов: воздушно-масляные с воздушным охлаждением и водомасляные — с водяным охлаждением. Ниже приводится расчет водомасляного радиатора.
Расчет масляного радиатора.
Определение поверхности охлаждения водомасляного радиатора двигателя с впрыском топлива. Количество теплоты отводимой маслом от двигателя принимается по данным примера Джс.
Коэффициент теплоотдачи от масла к стенке радиатора Вт(м2К).
Толщина стенки радиатора мм=00002 м.
Коэффициент теплопроводности стенкиВт(мК).
Коэффициент теплоотдачи от стенки радиатора к воде Вт(м2К).
Коэффициент теплопередачи от масла к воде
Средняя температура масла в радиаторе К.
Средняя температура воды в радиаторе К.
Поверхность охлаждения масляного радиатора омываемая водой:
4 Расчет подшипников
Расчет подшипников скольжения на основе гидродинамической теории смазки заключается в определении минимально допустимого зазора между валом и подшипником при котором сохраняется надежное жидкостное трение. Расчет обычно производится на режиме максимальной мощности.
Расчет коренного подшипника дизельного двигателя.
На основании данных расчета коренных подшипника имеем: диаметр коренной шейки dк.ш=90 мм; рабочая ширина коренного вкладыша среднее удельное давление на поверхности шейки к к.ш.ср=154 МПа; частота вращения коленчатого вала п = 2400 мин-1.
Диаметральный зазор для подшипника залитого свинцовистой бронзой принимаем:
Относительный зазор .
Коэффициент учитывающий геометрию шатунной шейки:
Минимальная толщина масляного слоя
где Нсм2 - принят по таблице представленной на рисунке 15 при T=363 К.
Рисунок 15 Динамическая вязкость масла
Величина критического слоя масла
где -величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования мм; - величина неровностей поверхности вкладыша после алмазного растачивания мм. Коэффициент запаса надежности подшипника
В результате выполненного расчета дизельного двигателя были подсчитаны значения теплового расчета теплового балансы рассчитана индикаторная диаграмма. Рассчитаны основные размеры и параметры поршня и шатуна. Выбраны основные конструктивные размеры блока двигателя рассчитаны гильзы цилиндра выбраны конструктивные особенности головки блока рассчитаны шпильки головки блока определены минимальные. Рассчитаны элементы смазочной системы (масляный насос центрифуга масляный радиатор) подсчитаны коренные подшипники скольжения.
Список использованной литературы
Колчин А.И. Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. М.: Высшая школа 2002.
Бейлин В.И Орловская Е.В. Автомобильные двигатели. Контрольные задания и методические указания для студентов специальности 150200 – Автомобили и автомобильное хозяйство. М.:изд-во МГОУ 2001.
Лиханов В.А. Плотников С.А. Автомобильные двигателиУчебно -методическое пособие. – Киров: Вятская ГСХА 2004.
Жолобов Л.А. Дыдыкин С.А. Тракторы и автомобили. Учебно -методическое пособие по выполнению курсовой работы. Н.Новгород изд – во НГСХА2002.

Чертеж 1сх.cdw

Эпюра давлений компрессионного кольца
Угол опережения открытия впускного клапана
Угол запаздывания закрытия выпускного клапана
Угол запаздывания закрытия впускного клапана
Угол опережения открытия выпускного клапана
СамГТУ 190601.060.001
Схемы по результатам
Внешняя скоростная характеристика двигателя
Индикаторная диаграмма
Напряжение на кольце
Диаграмма фаз газораспределения двигателя

Чертеж 2 разрезы движка.cdw

Чертеж 3раб дд.cdw

Центробежный масляный
фильтр (центрифуга) и схема работы
Маслянный насос и схема
циркуляции масла в насосе
СамГТУ 190601.060.003
Рабочие чертежи деталей
Водяной насос(помпа)
Шатунная и поршневая группа