Тепловой расчет ДВС ВАЗ (2)

метки: Двигатель, Радиатор, Вентилятор, Средний, Поворот, Коленчатый, Днище, Диаметр

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Q ₀ = H_u G_т /3,6 = 43930G_т /3,6= 12203 G_т ; (39)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
G T	3,44	10,803	18,488	19,755	кг/ч
Q 0	41978	131829	225609	241070	Дж/с

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с:

Q _e = 1000N_e , (40)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
Q e	12287	40920	56887	55650	Дж/с

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q _в = ciD^{l +2 m} n^m (H_u — ?Н_u )/(?Н_u ), (41)

где с — 0,45 — 0,53 — коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчете принято с = 0,5; i — число цилиндров; D — диаметр цилиндра, см; n — частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; m = 0,6 — 0,7 — показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчете принято при n= 900 об/мин m = 0,6, а на всех остальных скоростных режимах — m = 0,65.

При n = 900 об/мин Q _в = 0,5·4·7,9^{l +2·0,6} ·900^0,6 (43930 — 8665)/(0,86·43930)=10433 Дж/с;

при n = 3000 об/мин Q _в = 0,5·4·7,9^{l +2·0,65} ·3000^0,65 (43930 — 2476)/(0,96·43930)=41517 Дж/с;

при n = 5400 об/мин Q _в = 0,5·4·7,9^{l +2·0,65} ·5400^0,65 (43930 — 2476)/(0,96·43930)=60836 Дж/с;

при n = 6000 об/мин Q _в = 0,5·4·7,9^{l +2·0,65} ·6000^0,65 (43930 — 2476)/(0,96·43930)=65149 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработанными газами:

• (42)

При n= 900 об/мин Q _r = (3,44/3,6) ·{0,4952

• [24,197+ 8,315]
• 612 —0,4525
• [20,775+ 8,315]? ?20} = 9164 Дж/с,

где = 24,197 кДж/(кмоль

• град) — теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 7 методом интерполяции при ? = 0,86 и t _r = Т_r — 273 = 885 — 273 = 612° С); =20,775 кДж/(кмоль

• град) — теплоемкость свежего заряда определена по табл. 5 для воздуха методом интерполяции при t₀ = Т₀ — 273 = 293 — 273=20 °С.

При n= 3000 об/мин Q _r = (10,873/3,6) ·{0,536

• [25,043+ 8,315]
• 735 —0,5041
• [20,775+ 8,315]? ?20} = 38556 Дж/с,

где = 25,043 кДж/(кмоль

• град) — теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 7 методом интерполяции при ? = 0,96 и t _r = Т_r — 273 = 1010 — 273 = 735° С);

при n= 5400 об/мин Q _r = (18,488/3,6) ·{0,536

• [25,043+ 8,315]
• 897 —0,5041
• [20,775+ +8,315]? 20} = 72240Дж/с,

при n= 6000 об/мин Q _r = (19,755/3,6) ·{0,536

• [25,043+ 8,315]
• 799 —0,5041
• [20,775+ +8,315]? 20} = 77389 Дж/с,

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q _н.c = ?Н_u G_т /3,6. (43)

При n = 900 об/мин Q _н.c = 8665 * 3,44/3,6 = 8280 Дж/с;

при n =3000 об/мин Q _н.c =2476 * 10,803/3,6 =7430 Дж/с;

при n =5400 об/мин Q _н.c =2476 * 18,488/3,6 =12716 Дж/с;

при n =6000 об/мин Q _н.c =2476 * 19,755/3,6 =13587 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты

Q _ocт =Q₀ -(Q_e +Q_в +Q_r + Q_н.c ).

(44)

При n = 900 об/мин Q _ост = 41978 —(12287+10433+9163+8279) = 1816 Дж/с;

при n = 3000 об/мин Q _ост = 131829 — (40920 + 41517 + 38556 + 7430) = 3406 Дж/с;

при n =5400 об/мин Q _ост = 225609—(56887 + 60836+ 72240 + 12715) = 22931 Дж/с;

при n =6000 об/мин Q _ост = 241070 — (55650 + 65148 + 77389 + 13587) = 29296 Дж/с.

5. Расчёт кинематики и динамики двигателя

Выбор ? и длины L _ш шатуна. В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил отношение радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно было принято в тепловом расчете ? = 0,285. При этих условиях мм.

Устанавливаем, что ранее принятые значения L _ш и ? обеспечивают движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин L_ш и ? не требуется. Сравнивая L_ш рассчитанную и L_ш прототипа делаем вывод что мы можем принять ?=0,285 так как погрешность не превышает 10%, ?L_ш =0,2.

Перемещение поршня

мм. (45)

Расчет s _x производится аналитически через каждые 10° угла поворота коленчатого вала. Значения для при различных ? взяты из таблицы как средние

между значениями при ?=0,28 и 0,29 и занесены в гр. 2 расчетной таблицы (для сокращения объема значения в таблице даны через 30°).

Угловая скорость вращения коленчатого вала

рад/с.

Скорость поршня

м/с (46)

Значения для взяты аз таблицы и занесены в гр. 4, а рассчитанные значения v _п — в гр. 5 таблицы.

Ускорение поршня

=м/с ² . (47)

Значения для взяты из таблицы и занесены в графу 6, а рассчитанные значения — в гр. 7 таблицы.

		мм		м/с		м/с 2
1	2	3	4	5	6	7
0	0,0000	0,0	0,0000	0,0	+1,2860	+16420
30	+0,1697	6.8	+0,6234	+14	+1,0085	+12877
60	+0,6069	24.0	+0,9894	+22.4	+0,3575	+4565
90	+1,1425	45.7	+1,0000	+22.6	-0,2850	-3639
120	+1,6069	64.3	+0,7426	+16.8	-0,6425	-8204
150	1,9017	76.0	+0,3766	+8.5	-0,7235	-9238
180	+2,0000	80	0,0000	0,0	-0,7150	-9129
210	+1,9017	76.0	-0,3766	-8.5	-0,7235	-9238
240	+1,6069	64.3	-0,7426	-16.8	-0,6425	-8204
270	+1,1425	45.7	-1,0000	-22.6	-0,2850	-3639
300	+0,6069	24.0	-0,9894	-22.4	+0,3575	+4565
330	+0,1697	6.8	-0,6234	-14	+1,0085	+12877
360	+0,0000	0,0	-0,0000	0,0	+1,2850	+16408

По данным таблицы построены графики в масштабе мм в мм, — в масштабе м/с в мм, — в масштабе м/с ² в мм. Масштаб угла поворота коленчатого вала в мм.

При , а на кривой — это точка перегиба.

Силы давления газов. Индикаторную диаграмму, полученную в тепловом расчете, развертывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Поправка Брикса

мм,

где М _s — масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных сил МПа в мм; полных сил МН в мм, или M _p =245 Н в мм, угла поворота кривошипа M_? =3°в мм, или

рад в мм,

где OB— длина развернутой индикаторной диаграммы, мм.

По развернутой диаграмме через каждые 10° угла поворота кривошипа определяют значения ?p _г и заносят в гр. 2 сводной таблицы динамического расчета (в таблице значения даны через 30° и точка при ?=370°).

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма. С учетом диаметра цилиндра, отношения , рядного расположения цилиндров и достаточно высокого значения р_z устанавливаются:

масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято =80 кг/м ² )

кг;

масса шатуна (для стального кованого шатуна принято кг/м ² )

кг;

масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для литого чугунного вала принято кг/м ² )

кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

кг.

Массы, совершающие вращательное движение:

кг.

Удельные и полные силы инерции. Из таблицы переносят значения j в гр. 3 таблицы и определяют значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (гр. 4):

Мпа. (48)

Центробежная сила инерции вращающихся масс.

кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна:

кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

кН.

Удельные суммарные силы. Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца (гр. 5):

Удельная нормальная сила (МПа) . Значения tg? определяют для ?=0,285 по таблице и заносят в гр. 6, а значения p _N — в гр. 7.

Удельная сила (МПа), действующая вдоль шатуна (гр. 9):

• (49)

Удельная сила (МПа), действующая по радиусу кривошипа (гр. 11):

• (50)

Удельная (гр.13) и полная (гр.14) тангенциальные силы (МПа и кН):

(51) и . (52)

По данным таблицы строят графики изменения удельных сил p _j , p, p_s , p_N , p_K и р_T в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала ?.

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

по данным теплового расчета

Н;

Крутящие моменты. Крутящий момент одного цилиндра

Н·м (53)

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

уммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом через каждые 10° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая М _кр в масштабе М_М = 10 Н·м в мм.

Средний крутящий момент двигателя:

По данным теплового расчета

Н·м;

Максимальный и минимальный крутящие моменты (рис. 10.2, д)

M _{кp.ma x} =500 Н·м; М_{кр. min} = -212 Н·м.

Графики динамического расчёта карбюраторного двигателя:

?°	Цилиндры	М кр.ц , Н·м
	1-й	2-й	3-й	4-й
	?° криво- шипа	М кр.ц , Н·м	?° криво- шипа	М кр.ц , Н·м	?° криво- шипа	М кр.ц , Н·м	?° криво- шипа	М кр.ц , Н·м
0	0	0	180	0	360	0	540	0	0
30	30	-180	210	-75	390	240	570	-78	-93
60	60	-103	240	-133	420	161	600	-137	-212
90	90	77	270	-84	450	221	630	-83	131
120	120	132	300	71	480	199	660	97	499
150	150	75	330	90	510	97	690	176	438
180	180	0	360	0	540	0	720	0	0

6. Конструирование и расчёт на прочность деталей двигателя

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили: диаметр цилиндра D =79 мм, ход поршня S=80, действительное максимальное давление сгорания Р _д =6,233 МПа при n_м =3000 об/мин, площадь поршня F_п = 48,99 см² , наибольшую нормальную силу N_max = 0,0044 МН при ?=370°, массу поршневой группы m_n = 0,3916 кг, частоту вращения n_{x.x max} =6000 мин-1 и ?=0,285.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, принимаем толщину днища поршня ?=7,5 мм, высоту поршня Н= 88 мм; высоту юбки поршня h _ю =58 мм, радиальную толщину кольца t=3,5 мм, радиальный зазор кольца в канавке поршня ?t=0,8 мм, толщину стенки головки поршня S=5 мм, величину верхней кольцевой перемычки h_п =3,5 мм, число и диаметр масляных каналов в поршне =10 и d_м =1 мм. Материал поршня — эвтектический алюминиевый сплав — 1/К; материал гильзы цилиндра — серый чугун, 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня:

МПа,

гдемм.

Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости. Кроме того, в целях повышения износо- и термостойкости поршня целесообразно осуществить твердое анодирование днища и огневого пояса, что уменьшит возможности перегрева и прогорания днища, также пригорания верхнего компрессионного кольца.

Напряжение сжатия в сечении х — x

МПа,

где МН;

м ² ;

мм;

мм ² ;

Напряжение разрыва в сечении х — х:

максимальная угловая скорость холостого хода

рад/с;

масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х — х:

кг;

максимальная разрывающая сила

МН;

напряжение разрыва

МПа.

Напряжения в верхней кольцевой перемычке:

среза

МПа;

изгиба

МПа;

сложное

МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

МПа;

• МПа.

Ускорение приработки юбки поршня, а также уменьшение трения и снижения износа пары -юбка поршня — стенка цилиндра — достигается покрытием юбки поршня тонким (0,003 — 0,005 мм) слоем олова, свинца или оловянно-свинцового сплава.

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расширении в верхнем сечении головки поршня и нижнем сечении юбки .

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

мм;

мм,

где мм;

мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии

где Т _ц =383 К, Т_г =593 К, Т_ю =413 К приняты с учетом жидкостного охлаждения двигателя.

7. Расчёт элементов системы охлаждения

По данным теплового баланса количество теплоты, отводимой от двигателя жидкостью: Q _В = 60836 Дж/с; средняя теплоемкость жидкости с_ж = 4187 Дж/(кг•К), средняя плотность жидкости р_ж ? 1000 кг/м³ ; напор, создаваемый насосом, принимается р_Ж = 120000 Па; частота вращения насоса n_В.И. =4600мин^-1 . Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения

G _ж =Q_В /(с_ж р_ж ?Т_ж )=60836/(4187•1000•9,6) = 0,00151 м³ /с,

где ?Т _Ж = 9,6 К — температурный перепад жидкости при принудительной циркуляции.

Расчетная производительность насоса

G _ж ._р = G_ж /? = 0,00151/0,82=0,00184м³ /с,

где ? = 0,82 — коэффициент подачи насоса.

Радиус входного отверстия крыльчатки

r ₁ = = = 0,0206 м,

где С ₁ = 1,8 — скорость жидкости на входе в насос, м/с; г₀ =0,01 — радиус ступицы крыльчатки, м.

Окружная скорость потока жидкости на выходе из колеса

u ₂ = = = 14,7 м/с,

где угол ? ₂ =10°, а угол ?₂ =45°; ?_h = 0,65 — гидравлический КПД насоса.

Радиус крыльчатки колеса на выходе

г ₂ =30u₂ /(?n_в.н ) = 30

• 14,7/(3,14•4600)=0,0304 м. Окружная скорость входа потока

u ₁ = u₂ r₁ /r₂ = 14,7

— 0,0206/0,0304=9,96 м/с.

Угол между скоростями с ₁ и u₁ принимается ?₁ = 90°, при этом tg?₁ =c₁ /u₁ =1,8/9,96=0,1807, откуда ?₁ = 10°15. Ширина лопатки на входе

b ₁ = = ,=0165м

b ₁ = где z=4 — число лопаток на крыльчатке насоса; ?₁ =0,003 — толщина лопаток у входа, м.

Радиальная скорость потока на выходе из колеса

c _r = = =2,2 м/с.

Ширина лопатки на выходе

b ₂ = ==0,0048 м,

где ? ₂ =0,003 — толщина лопаток на выходе, м.

Мощность, потребляемая жидкостным насосом:

N _в.н = G_ж.р р_ж /(1000?_м )=0₎ 00184•120000/(1000•82) = 0,27 кВт,

где ? _м =0,82 — механический КПД жидкостного насоса.

Расчет поверхности охлаждения жидкостного радиатора карбюраторного двигателя. По данным теплового баланса (см. § 5.3) количество теплоты, отводимой от двигателя и передаваемого от жидкости к охлаждающему воздуху: Q _возд =Q_ж = 60836 Дж/с; средняя теплоемкость воздуха с_возд = 1000 Дж/(кг * К); объемный расход жидкости, проходящей через радиатор, принимается по данным § 20.2: G_ж =0,00151 м³ /с; средняя плотность жидкости ?_ж = 1000 кг/м³ .

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

G _возд =Q_возд /(с_возд ?Т_возд )= 60836/(1000•24)= 2,53кг/с,

где ?Т _возд =24 — температурный перепад воздуха в решетке радиатора, К.

Массовый расход жидкости, проходящей через радиатор:

G _ж =G_ж ?_ж = 0,00151•1000 = 1,51 кг/с.

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

Т _{ср. возд} == =325,0 К,

где Т _{возд. вх} =313—расчетная температура воздуха перед радиатором, К.

Средняя температура жидкости в радиаторе

Т _{ср. ж} = ==358,2 К,

где Т _ж. вх = 363 — температура жидкости перед радиатором; К; ?Т_в = 9,6 — температурный перепад жидкости в радиаторе, принимаемый по данным § 20.2, К.

Поверхность охлаждения радиатора

F===11,45 м ² ,

где К=160—коэф-т теплопередачи для радиаторов легковых автомобилей, Вт/(м ² * К).

Расчет вентилятора для карбюраторного двигателя. По данным расчета жидкостного радиатора массовый расход воздуха, подаваемый вентилятором:

G _возд =2,53 кг/с, а его средняя температура Т_{ср. возд} =325 К. Напор, создаваемый вентилятором, принимается ?р_тр = 800 Па.

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе

р _возд =р₀ р•10⁶ /(R_в Т_{ср. возд} )=0,1 * 10^б /(287 * 325)= 1,07 кг/м³ .

Производительность вентилятора

G _возд =G_возд /р_возд = 2,53/1,07 = 2,36 м³ /с.

Фронтовая поверхность радиатора

F _{фр. рад} = G_возд /w_возд =2,36/20 = 0,118 м² ,

где w _возд =20 — скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения автомобиля, м/с.

Диаметр вентилятора

D _вент = 2= 2=0,388 м.

Окружная скорость вентилятора

и =? _л =2,2 = 71,0 м/с,

где ? _л =2,2 — безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей. Частота вращения вентилятора

n _вент =60u/(?D_вент )= 60 * 71/(3,14 * 0,388) = 3500 мин^-1 .

Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора,

N _вент = G_возд ?p_тр / (1000?_в ) = 2,36

• 800/(1000•0,65) = 2,9 кВт,

где ? _в =0,38 — КПД литого вентилятора.

8. Описание конструкции детали и системы

Поршни двигателей автомобилей ВАЗ изготовлены из алюминиевого сплава. В головке поршня залита стальная пластина, обеспечивающая компенсацию неравномерной тепловой деформации поршня при нагреве. В бобышках поршня имеются отверстия для прохода масла к поршневому пальцу.

Отверстие под поршневой палец смещено от оси симметрии на 1,2 мм в правую (по направлению движения) сторону для уменьшения стука поршня при переходе через в.м.т. Поэтому на днище поршня клеймят стрелку, которая при сборке должна быть обращена в сторону передней части двигателя.

Поршни, как и цилиндры, сортируют по наружному диаметру на пять классов через 0,01 мм, а по диаметру отверстия под поршневой палец — на три категории через 0,004 мм, обозначаемые цифрами 1, 2, 3. Класс поршня (букву) и категорию отверстия под поршневой палец (цифру) клеймят на днище поршня. При изготовлении строго выдерживается масса поршней. Поэтому при сборке двигателя подбирать поршни одной группы по массе не требуется.

Поршень воспринимает давление газов во время рабочего хода и передает его через палец и шатун коленчатому валу. Кроме механических нагрузок поршень подвергается действию высоких температур в период сгорания топлива и расширения образовавшихся газов. Он нагревается также вследствие трения его боковой поверхности о стенки цилиндра.

В автомобильных двигателях чаще всего устанавливают поршни, изготовленные из алюминиевого сплава. Они обладают достаточной прочностью, малой массой, высокой теплопроводностью и хорошими антифрикционными свойствами.

Поршень имеет уплотняющую часть (головку), в которой выполнены канавки под компрессионные (уплотняющие) кольца, днище и направляющую часть (юбку).

Для крепления поршневого пальца 2 в поршне сделаны бобышки. В днище поршня у дизелей имеется фигурная выемка, которая формирует камеру сгорания. Иногда сделаны проточки для клапанов.

Поршни во время работы нагреваются неравномерно. Чтобы компенсировать разную степень расширения, поршни делают овальной и конусной формы. Диаметр по оси бобышек

у холодного поршня меньше, чем поперечный диаметр, так как большая масса металла расширяется интенсивнее. Диаметр головки меньше, чем юбки, поскольку верхняя часть нагревается интенсивнее. Выше бобышек (а иногда и на направляющей части) выполнена канавка под маслосъемное кольцо. Внутри нее сделаны отверстия для прохода соскребаемого кольцом со стенок цилиндра масла внутрь поршня.

На днище обычно выбивают следующие метки: направление установки, размерная группа, масса поршня.

Система охлаждения — жидкостная, закрытого типа, с принудительной циркуляцией жидкости, с расширительным бачком. Насос охлаждающей жидкости центробежного типа, приводится в действие от шкива коленчатого вала клиновидным ремнем 14 (рис.).

Вентилятор 11 с электроприводом, имеет четырехлопастную крыльчатку, которая крепится болтами к ступице шкива, приводится в действие от ремня привода насоса.

Термостат с твердым термочувствительным наполнителем имеет основной и перепускной клапаны. Начало открытия основного клапана при температуре охлаждающей жидкости 77-86° С, ход основного клапана не менее 6 мм.

Радиатор — вертикальный, трубчато-пластинчатый, с двумя рядами трубок и стальными лужеными пластинами. В пробке 8 (см. рис.) заливной горловины имеются впускной и выпускной клапаны.

1 — трубка отвода жидкости от радиатора отопителя;

2 — патрубок отвода горячей жидкости из головки цилиндров в радиатор отопителя;

3 — перепускной шланг термостата;

4 — выпускной патрубок рубашки охлаждения;

5 — подводящий шланг радиатора;

6 — расширительный бачок;

7 — рубашка охлаждения;

8 — пробка радиатора;

9 — трубка радиатора;

10 — кожух вентилятора;

11 — вентилятор;

12 — шкив;

13 — отводящий шланг радиатора;

14 — ремень вентилятора;

15 — насос охлаждающей жидкости;

16 — шланг подачи охлаждающей жидкости в насос;

17 — термостат

Заключение

На основе полученных в процессе теплового расчёта эффективные показатели двигателя, а также некоторых технических характеристик можно сделать некоторые выводы. Карбюраторный двигатель ВАЗ 2106 производства Волжского автомобильного завода имеет эффективный КПД равный 29%. Удельный эффективный расход топлива составляет 3085 г/кВт•ч. Среднее эффективное давление 0,91 МПа, что в полнее соответствует такому роду двигателей. Этот мотор можно отнести к высокооборотным, а по эффективной мощности к двигателям со средней мощностью. Отсюда следует, что действительно целесообразно использовать его в качестве привода легковых автомобилей.

Используемая литература:

[Электронный ресурс]//URL: https://inzhpro.ru/kursovaya/dvigatel-vaz-4/

1. Двигатели внутреннего сгорания. В 3-х книгах. Под редакцией В.Н. Луканина. 1995 Г

2. Курсовое и дипломное проектирование. Методические указания по оформлению курсовых и дипломных проектов (работ) для студентов специальностей 140200 и 240500. Издательство АГТУ, 2002 г.. 45 с

3. Условные графические обозначения в схемах судовых систем и систем энергетических установок. Методическое пособие. Издательство АГТУ, 2002 г. 60 с.

4. Порядок построения, изложения и оформления технического задания. Методические указания. Издательство АТИРПиХ. 1993 г. 12 с.

5. Фомин Ю.Я. и др. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1993. 344 с.

6. Лебедев О.Н., Сомов В.А., Калашников С.А. Двигатели внутреннего сгорания речных судов: Учебник для вузов. М.: Транспорт, 1990. 328 с.

7. Дизели. Справочник. Изд-е 3-е, переработ, и дополн. Под общей редакцией В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, Л.К. Коллерова. Л.: Машиностроение. 1977. 480 с

8. Двигатели внутреннего сгорания. Теория и расчёт рабочих процессов. 4-е изд., переработ, и дополн. Под общей редакцией А.С. Орлина и М.Г. Круглова. М.: Машиностроение. 1984.

9. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчёт на прочность поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издан., переработ, и дополн. Под общей редакцией А.С. Орлина и М.Г. Круглова. М.: Машиностроение. 1984. 384 с.

10. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. Колчин А.И. 3-е издание. 2002-496 с.

………..

Страницы: | [2] |