Проект системы наддува автотракторного дизеля

Проект системы наддува автотракторного дизеля

ДИПЛОМНАЯ РАБОТА по теме:

Проект системы наддува автотракторного дизеля

CОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

.1 Перспективы развития совершенствования автотракторных двигателей

.1.1 Улучшение топливных, энергетических и ресурсных показателей

.1.2 Улучшение экологических показателей

.1.3 Новые типы двигателей

.2 Характеристика дизеля Д - 245

.3 Обоснование системы наддува и ОНВ дизеля Д - 245

.4 Задачи выпускной работы

. ЭФФЕКТИВНОСТЬ СИСТЕМЫ НАДДУВА С ОНВ ДИЗЕЛЯ Д - 245

.1 Расчет параметров рабочего цикла дизеля с низким и средним наддувом

.2 Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

.2.1 Индикаторные показатели рабочего цикла

.2.2 Эффективные показатели двигателя

.2.3 Тепловой расчет модернизированного дизеля

.3 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

.4 Динамический расчёт КШМ

Расчет параметров систем дизеля

.5.1 Расчет системы смазки

.5.2 Расчет системы охлаждения

.5.3 Расчет элементов топливной системы дизеля

.5.4 Расчет форсунки

.6 Скоростные (регуляторные) характеристики дизеля

. СИСТЕМА НАДДУВА ДИЗЕЛЯ Д - 245

.1 Схема системы наддува

.2 Основные режимы работы системы наддува

.3 Обоснование конструктивных параметров устройства для отключения

.3.1 Конструкция и расчет механизма отключения газотурбинного наддува

.3.2 Расчет рабочего диаметра диафрагмы механизма управления

.3.3 Расчет пружины механизма

.3.4 Расчет рукоятки крана

.3.5 Расчет перепускного клапана

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

ВВЕДЕНИЕ

В российском обществе наблюдается любопытная традиция в отношении к поршневым двигателям. Она состоит в том, что, несмотря на широчайшее применение поршневых двигателей в повседневной жизни общества, они неизменно оказываются в тени, как только речь заходит о двигателестроении в целом. На переднем плане неизменно оказываются ядерные установки, авиационные газотурбинные и ракетные двигатели. Когда же речь заходит об объемах сжигаемого топлива и проблемах экологии, то прежде всего вспоминают о поршневых ДВС, как главных виновниках загрязнения окружающей среды. Такая ситуация возникла не сегодня, а наводнение страны импортными моторами, и не только в составе автотранспортных средств, является одним из следствий традиционного невнимания общества, включая научно-техническую элиту, к поршневому двигателестроению. В то же время в промышленно развитых странах ситуация была и остается другой. Фирмы-изготовители ДВС в США, Европе и Японии широко используют последние достижения науки при создании новых и совершенствовании существующих моделей, результатом чего является непрерывный рост потребительских свойств последних (повышение надежности, снижение расхода топлива и токсичности). У нас же раздаются голоса о невозможности создания и организации производства отечественных двигателей, в частности автомобильных, с необходимыми потребительскими свойствами, отвечающими жестким международным нормам, прежде всего в области экологии.

Опыт мирового двигателестроения и анализ исследований, выполненных российскими учеными, указывают на то, что существует несколько способов совершенствования ДВС, в частности, с принудительным воспламенением смеси.

Для дизельных двигателей совершенствование процесса сгорания может быть достигнуто:

повышением давления впрыскивания топлива до 150...200 МПа ;

повышением степени сжатия, среднего эффективного давления (до 2,0…2,5 МПа) и максимального давления цикла до 20 МПа ;

совершенствованием систем наддува, в том числе повышением КПД турбокомпрессора.

По мнению специалистов фирмы AVL, существенного снижения выбросов NOx можно добиться путем перепуска отработавших газов в сочетании с их охлаждением. Это техническое решение позволяет сохранить на исходном уровне содержание твердых частиц.

Проблема защиты окружающей среды оказывает постоянное и все возрастающее воздействие на поршневые двигатели. Это привело к необходимости поиска компромиссных решений, направленных на выполнение требований по ограничению токсичности отработавших газов и шума при обеспечении приемлемого уровня экономических, массогабаритных и других основных показателей двигателей.

1. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

.1 Перспективы развития совершенствования автотракторных двигателей

.1.1 Улучшение топливных, энергетических и ресурсных показателей

Поршневые двигатели внутреннего сгорания, выпускаемые более ста лет и устанавливаемые на тракторах, автомобилях и самоходных сельскохозяйственных машинах, постоянно совершенствуются и достигли в настоящее время довольно высокой агрегатной и удельной (литровой и поршневой) мощности. Они характеризуются снижением расхода топлива и моторного масла, уменьшением металлоемкости и токсичности отработавших газов, повышением их надежности и улучшением эксплуатационных качеств.

Современный уровень развития автотракторных ДВС характеризуется следующими тенденциями улучшения топливных, энергетических и ресурсных показателей:

) повышение агрегатной и удельной мощности, снижение массовых и габаритных показателей двигателей за счет форсирования, в основном по среднему эффективному давлению путем применения среднего и высокого наддува с промежуточным охлаждением наддувочного воздуха;

) расширение области применения дизельных двигателей на автотранспорте, имеющих более низкий (примерно на 30%) удельный расход топлива, чем у карбюраторных;

) создание унифицированных тракторных дизелей с двумя и более уровнями эксплуатационной мощности и характеристикой ДПМ (двигатель постоянной мощности);

) повышение топливной экономичности двигателей за счет улучшения рабочего процесса на основе применения многофункциональных электронных систем управления топливоподачей и более совершенных способов смесеобразования;

) снижение расхода топлива при эксплуатации мобильных энергетических средств за счет оптимизации температурных режимов функциональных систем двигателя;

)снижение механических потерь, повышение экономичности и долговечности двигателей путем уменьшения номинальной частоты вращения коленчатого вала и оптимизации конструкции поршня и поршневых колец.

Литровая мощность тракторных и комбайновых дизелей без наддува достигла 13,2...16,5 кВт/л, с наддувом - 16,9...18,5 кВт/л, с наддувом и охлаждением надувочного воздуха - 19,1...23,2 кВт/л. Литровая мощность автомобильных дизелей с наддувом составляет 25...29 кВт/л, а при двухступенчатом наддуве с промежуточным охлаждением надувочного воздуха 30...33 кВт/ч. У современных двигателей с принудительным зажиганием этот удельный показатель превышает 36 кВт/л.

Непрерывно повышающаяся цилиндровая мощность двигателей за счет форсирования, главным образом, по среднему эффективному давлению приводит к тому, что рядные двигатели при той же, что и сейчас мощности, стали короче или при равных размерах переходят в область более высоких мощностей. Причем рядные дизели с рабочим объемом цилиндра около 1 литра будут расширять область своего применения, поскольку они дешевле V-образных двигателей. Что касается предельных мощностей для рядных дизелей, по мнению специалистов фирмы "Мерседес - Бенц", они целесообразны до 220 кВт, а специалистов фирмы МАN - до 368 кВт. Для более высоких мощностей выгоднее уже V-образные дизели.

В отношении двухтактных дизелей следует отметить, что современные их конструкции имеют, по сравнению с четырехтактными, большие литровые мощности, но худшие показатели по топливной экономичности и удельной массе, что делает невыгодным их применение на данном этапе развития.

Целесообразность использования наддува воздуха в двигателях определяется способом смесеобразования и регулирования мощности. В дизеле регулирование мощности качественное, поэтому увеличение подачи воздуха в цилиндры целесообразно, но на всех нагрузочных режимах, так как при повышении плотности заряда можно получить ту же мощность при сжигании меньшего количества топлива. В бензиновых и газовых двигателях с искровым зажиганием и количественным регулированием мощности наддув необходим только для получения полной мощности.

При среднем наддуве и промежуточном охлаждении наддувочного воздуха эффективная мощность увеличивается на 40...50%, а удельный расход топлива снижается на 5...7%; при высоком наддуве с охлаждением надувочного воздуха мощность может быть увеличена в два раза по сравнению с базовой моделью. Для уменьшения максимальных механических и тепловых потерь в дизелях со средним и высоким наддувом снижают степень сжатия до 13... 15 и применяют охладители надувочного воздуха (ОНВ).

При наддуве двигателей с искровым зажиганием, из-за повышения плотности заряда, увеличивается скорость сгорания и повышается склонность к детонации. Для устранения детонации в бензиновых двигателях уменьшают степень сжатия, что негативно влияет на топливную экономичность. Установка турбокомпрессора после карбюратора ухудшает пусковые качества двигателя и равномерность распределения смеси по цилиндрам из-за образования топливной плёнки на стенках трубопроводов. Поэтому для низкого наддува бензиновых двигателей наиболее широко используют объёмные нагнетатели, затраты мощности на привод которых меньше, чем потери при турбонаддуве.

Одним из наиболее перспективных направлений повышения динамических качеств и топливной экономичности тракторных дизелей является повышение номинального коэффициента запаса крутящего момента до 20...28 % и применение дизелей с площадкой постоянной мощности на корректорном участке скоростной характеристики, имеющими запас крутящего момента 34...45 %. Эти двигатели устанавливаются на тракторах класса 2 и выше, а также на самоходных комбайнах.

Характерно, что применение ДПМ в последнее время рассматривается с позиций не только улучшения топливной экономичности и производительности тракторного агрегата за счёт работы двигателя на участке постоянной мощности в зоне минимального удельного расхода топлива, но и повышения заинтересованности потребителей, оценивших возможность облегчения работы из-за меньшего манипулирования переключением передач.

Ведущие зарубежные фирмы (Ford, Fiat, Case, Cummins, Fendt, John -Deere, Steyer, Deutz, Mersedes) и другие уже на протяжении более 10 лет выпускают и устанавливают на средних и мощных сельскохозяйственных тракторах дизели мощностью от 60 до 200 кВт с характеристикой ДПМ (запас крутящего момента 30...45%). Удельный расход топлива на номинальном режиме составляет у лучших дизелей 200...210 г/(кВтч) при минимальном расходе топлива 185... 195 г/(кВтч). С учётом того, что средняя нагрузка ДПМ и наиболее часто встречающиеся скоростные режимы его работы существенно ниже номинального, на большинстве современных дизелей стараются получить пологую характеристику протекания кривой удельного расхода топлива в диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала, соответствующей полке постоянной мощности.

В России с 2000 г. на ОАО «Алтайдизель» начат серийный выпуск максимально унифицированных рядных дизелей с характеристикой ДПМ и двумя уровнями мощности, предназначенных для гусеничных и колесных тракторов, самоходных комбайнов, дорожной и строительной техники. На основе четырехцилиндрового дизеля Д-440 созданы базовая модель Д-442 и его модификации) с номинальной мощностью 91... 115 кВт на первом уровне с запасом крутящего момента до 30% и на втором уровне с мощностью 75,5..93,4 кВт и запасом крутящего момента 35...50%. Переключение с одного уровня на другой производится на ходу. Удельный расход топлива у этих дизелей на номинальном режиме составляет 210...220 г/(кВтч) при минимальном расходе топлива 200...210 г/(кВтч). Конструктивные особенности дизеля Д- 442 и его модификаций заключаются в промежуточном охлаждении надувочного воздуха (Д-442-24, Д-442-47), наличии противодымного корректора и индивидуальных головок цилиндров. Заводом отработаны перспективные модели четырехцилиндровых (Д-4405) и шестицилиндровых (Д-461 и Д- 4605) ДПМ с номинальным удельным расходом топлива 200...204 г/(кВтч) и мощностью соответственно до 154 и 228 кВт.

О преимуществах двухуровневых ДПМ свидетельствуют результаты исследований отечественных и зарубежных ученых. На кафедре «Тракторы и автомобили» Красноярского ГАУ авторами были проведены сравнительные испытания тракторов ДТ-175С и К-701 с двумя уровнями эксплуатационной мощности. Верхний уровень мощности соответствовал параметрам серийных двигателей с традиционной регулировкой (соответственно 125 и 200 кВт). Обоснование нижних уровней и параметров характеристик ДПМ для указанных тракторов проводилось применительно к зимним условиям эксплуатации и выполнению малоэнергоёмких сельскохозяйственных операций с учетом ограничения рабочих скоростей. По результатам расчетов и проведенных испытаний было установлено, что рациональное значение мощности на низшем уровне должно соответствовать мощности серийного двигателя на режиме максимального крутящего момента (100 и 170 кВт соответственно). Результаты тяговых и технологических испытаний методом контрольных заездов и смен показали, что перевод дизелей на нижний уровень, с обеспечением характеристики постоянной мощности в диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала от номинальной до соответствующей максимальному крутящему моменту, повышает топливную экономичность и чистую производительность тракторных агрегат ов на основных операциях в зимний период до 11 и 7% соответственно. Улучшение показателей достигается в основном за счет более экономичного режима работы ДПМ и снижения буксования движителя.

Для перспективных автомобильных дизелей ЯМЗ и КамАЗ за счет наддува и промежуточного охлаждения наддувочного воздуха, совершенствования конструкции поршней и снижения номинальной частоты вращения коленчатого вала минимальный удельный расход топлива достиг 194... 197 г/(кВтч) (ЯМЗ-236НЕ2, ЯМЗ-236БЕ2, ЯМЗ-7512.10, ЯМЗ-238БЕ, ЯМЗ-535, ЯМЗ-536, КамАЗ-740.11-240, КамАЗ-740.13-260, КамАЗ-740.14-300 и др.). Эти двигатели имеют международный сертификат соответствия Евро-1 и Евро-2, выпускаются с индивидуальными головками цилиндров, водомаслянными теплообменниками и охлаждением поршней.

В отечественном и зарубежном двигателестроении наметилась тенденция уменьшения номинальной частоты вращения коленчатого вала, что обеспечивает снижение механических потерь, удельного расхода топлива и повышение долговечности. С 2000 г. ОАО «КамАЗ» освоило серийное производство дизелей КамАЗ-740.11-240 и КамАЗ-740.13-260 с номинальной частотой вращения 2200 мин1, мощностью соответственно 176 и 191 кВт и удельным расходом топлива на номинальном режиме 210..215 г/(кВт∙ч).

По мнению специалистов фирм МАН, Мерседес - Бенц и Скания, применение монолитной керамики для изоляции стенок цилиндров и деталей, ограничивающих камеру сгорания, нецелесообразно, так как ведет к значительному повышению температуры газов, а следовательно, содержанию оксидов азота в отработавших газах. Но керамику нельзя полностью отвергать, поскольку она целесообразна и перспективна для уменьшения трения и износа, снижения массы деталей, а также изоляции потока отработавших газов (выпускные каналы, турбокомпрессоры). Однако это возможно лишь при условии, что соединения керамических и металлических частей будут долговечны, что достигнуто, например, в дизелях «Элко».

Использование в двигателях многофункциональных электронных систем управления количеством и характеристикой впрыскивания топлива позволяет снизить удельный расход топлива на 3...5% и токсичность отработавших газов. В будущем по мере снижения стоимости электронных устройств и удовлетворения возрастающих требований к токсичности отработавших газов электронное регулирование найдет широкое применение. Поэтому останется рынок и для механических систем, особенно в случае двигателей малых мощностей.

Совершенствование бензиновых двигателей с впрыскиванием топлива и высокими энергетическими показателями идет в направлении создания систем впрыска с регулируемой интенсивностью турбулизации заряда; внедрения регулируемого наддува, послойного распределения смеси и фазированного впрыскивания, путем разработки адаптивных систем управления топливоподачей, зажиганием и антитоксичными устройствами, а также новых процессов с использованием систем пневмораспыливания топлива, позволяющих сжигать обедненные смеси

Существенное снижение расхода топлива при эксплуатации тракторов и автомобилей достигается за счет обеспечения оптимального температурного режима функциональных систем двигателя (охлаждения, смазки, питания топливом и воздухом). В этой области перспективным остается направление, связанное с автоматическим регулированием теплового режима двигателя (автоматическое отключение вентилятора, ОНВ и прочее).

Снижение механических потерь и повышение топливной экономичности реализуется также за счет перспективных решений (установка вкладыша в средней части гильзы, ограничивающего теплопередачу; поршни нетрадиционной формы с тороидальной камерой сгорания и нирезистовой вставкой для верхнего поршневого кольца; охлаждение поршней маслом и др.).

В повышении надежности двигателей важное значение придается уменьшению неизбежного в производстве разброса параметров, применению методов и средств диагностики, повышению износостойкости и упрочнению несущих деталей, улучшению качества ГСМ и показателей фильтрующих элементов.

1.1.2 Улучшение экологических показателей

Токсичные элементы отработавших газов являются одним из основных источников загрязнения атмосферного воздуха в крупных городах. Количественный и качественный состав отработавших газов зависит от типа двигателя, его конструктивных параметров и совершенства рабочего процесса, технического состояния, установочных регулировок, режимов и условий работы.

У дизелей на долю сажи как адсорбенита токсичных веществ в режиме внешней скоростной характеристики приходится 78...85% от суммарной токсичности. Однокамерные дизели обладают лучшими показателями топливной экономичности, но имеют существенно (в 2... 10 раз) больший удельный выброс углеводородов, оксида углерода и окислов азота. При интенсификации процесса сгорания возрастает NOX в отработавших газах, но улучшается топливная экономичность.

В двигателях с искровым зажиганием образованию токсичных компонентов способствует низкое качество смесеобразования, неравномерное распределение смеси по цилиндрам, попадание моторного масла в камеру сгорания. При их работе на богатой смеси на долю СО приходится до 95%, а на бедной смеси на долю NOX - до 90% от общей токсичности отработавших газов.

Достигнутое на опытных экземплярах перспективных моделей дизелей снижение удельного расхода топлива практически не удаётся реализовать на серийных двигателях из-за необходимости удовлетворения ужесточённых требований по ограничению токсичности отработавших газов и прежде по оксидам азота. Выбросы вредных веществ с отработавшими газами для автотракторных дизелей не должны превышать норм, установленных требованиями правил ЕЭК ООН, приведённых в табл. 1.1.

Таблица 1.1 - Нормы выброса вредных веществ дизельными двигателями

По мнению специалистов ведущих зарубежных фирм, нормативные требования Евро-1 выполняются с использованием обычной топливной сие. темы с механическим регулятором, требования Евро-3 можно обеспечим. только применением электронного регулирования, а Евро-2 - комбинацией обоих вариантов. До 30% их расходов на исследования затрачивается на экологичность машин. Совершенствуя дизели, они стремятся максимально снизить токсичность отработавших газов (при минимальных материальных затратах и расходах топлива). Недалеко момент, когда совершенствование самих двигателей уже не сможет решить проблему. В этой связи наиболее радикальным способом уменьшения токсичности отработавших газов является многофакторное решение по их нейтрализации за счёт применении термических или католитических нейтрализаторов окислительного типа (катализаторы) и сажевых фильтров, а также ужесточение требований к качеству топлива, прежде всего к содержанию в нём серы.

В каталитических нейтрализаторах отработавшие газы проводят через слой катализатора, ускоряющего протекание окислительных или восстановительных реакций. В качестве нейтрализаторов используют палладий, платину, окислы меди, никеля и др.

Термические нейтрализаторы обеспечивают высокотемпературное окисление СО и СН и низкотемпературное NO в NO2. Они выполняются в виде теплоизолированных камер, которые встраиваются в выпускную систему дизеля

Сажевые фильтры - наиболее действенное средство против мельчайших углеродистых частиц в отработавших газах, но они имеют такие существенные недостатки, как повышение противодавления на выпуске и сложность их регенерации (с использованием дополнительного топлива), что увеличивает суммарный расход топлива. Они менее надёжны и требуют больших затрат на изготовление и обслуживание, чем катализаторы. Поэтому область их применения ограничивается в основном внутригородским транспортом.

Повышение требований к экономическим показателям сопровождается тенденцией отхода от дизелей воздушного охлаждения, поскольку для них обходится дороже обеспечение растущих требований по ограничению выброса вредных веществ с отработавшими газами и шума двигателя по сравнению с дизелями жидкостного охлаждения.

Целесообразность впрыскивания топлива под высоким давлением определяют существующие и перспективные ограничения токсичности отработавших газов. Повышение давления топлива позволяет сократить продолжительность впрыскивания топлива и приблизить его начало к ВМТ. С этой позиции рядный топливный насос исчерпывает свой потенциал, и на перспективных двигателях широкое применение будут находить системы впрыскивания с отдельными насосными секциями и насос форсунками.

Повышенное содержание вредных выбросов в отработавших газах и дымление автотракторных дизелей могут быть также обусловлены ухудшением качества распыливания топлива, нарушением характеристик топливоподачи, переобогащением топливовоздушной смеси из-за засорения воздухоочистителя и ухудшения параметров наддува, износом цилиндропоршневой группы и повышенным расходом моторного масла. Поэтому важным условием снижения дымности и токсичности отработавших газов является своевременное и качественное техническое обслуживание двигателей.

Улучшение процесса смесеобразования и снижение токсичности отработавших газов в двигателях с принудительным зажиганием обеспечивают подогрев на впуске топливовоздушной смеси, двухсекционные системы впуска и впрыскивание топлива. Существенное снижение токсичности дает автоматическая оптимизация состава смеси и угла опережения зажигания при изменении нагрузочно-скоростных режимов работы. Повышение топливной экономичности двигателя за счет увеличения степени сжатия сопровождается возрастанием максимальной температуры цикла, что вызывает повышение в отработавших газах концентрации NOX и СН. Поэтому в двигателях с принудительным зажиганием для снижения токсичных выбросов, как и в дизелях, применяют рециркуляцию отработавших газов при их частичной подаче во впускной трубопровод и нейтрализацию в термических нейтрализаторах, которые более эффективны с учетом относительно большего содержания СО и СН в отработавших газах по сравнению с дизелями.

1.1.3 Новые типы двигателей

Турбокомпаудные дизели. Дизель с дополнительной силовой турбиной, которая преобразует часть тепловой энергии, содержащейся в отработавших газах, в механическую энергию, передаваемую через редуктор коленчатому валу. По мнению ведущих зарубежных фирм, этот двигатель является перспективным, так как представляет один из немногих путей повышения КПД при одновременном сохранении или даже снижении выбросов оксидов азота и сажи. На режиме номинальной мощности силовая турбина позволяет получить дополнительно до 10% мощности и на столько же снизить удельный расход топлива. На неустановившихся режимах и частичных нагрузках эти преимущества уменьшаются. Поэтому чаще всего силовая турбина рассматривается как последняя возможность повысить удельные показатели дизеля без увеличения нагрузки на кривошипношатунный механизм.

Аксиальные двигатели. В аксиальных двигателях реализована идея регулирования рабочего объема и мощности двигателя за счет изменения хода поршней в зависимости от нагрузки. В сочетании с аксиальной компоновкой двигателя это позволяет уменьшить эксплуатационный расход топлива на 35...40%, удельную массу двигателя на 30...40% и выброс токсичных веществ на 40...45%. Двигатели имеют оригинальные синхронизирующий и газораспределительный механизмы, подшипниковые узлы.

Траверсно-балансирные дизели. Это одно из новых направлений в конструировании двигателей, основанное на создании силового механизма, обеспечивающего изменение закона движения поршней. При этом традиционные методы воздействия на рабочий процесс дополняются обеспечением оптимальных для разных видов топлива и режимов работы законов движения поршня в зоне ВМТ с регулированием степени сжатия и рабочего объема. Удельная мощность достигает 30...35 кВт/л.

Роторно-поршневые двигатели. Современные роторно-поршневые двигатели по сравнению с поршневым имеют в 2 3 раза больше литровую и габаритную мощности. Для них характерны отсутствие газораспределительного механизма, компактность, пониженные требования к октановому числу топлива, меньше на 35...40% количество деталей. Основными недостатками являются низкий коэффициент запаса крутящего момента, сложность обеспечения уплотнений между рабочими элементами, ограничение, из-за интенсивного износа, до 30 м/с окружной скорости ротора, сложность в реализации оптимальной формы камеры сгорания. Современные РПД имеют одинаковые с карбюраторными двигателями показатели топливной экономичности и токсичности. Наиболее перспективными являются РПД Ванкеля.

В настоящее время производятся также двухступенчатые роторнопоршневые дизели, которые имеют более низкие удельный расход топлива и показатели токсичности.

Двигатели с внешним подводом теплоты (Стерлинга). Двигатели Стирлинга в последние годы достигли высокой степени совершенства благодаря возможности сжигания низкосортных топлив, малой токсичности, низкому уровню шума и вибраций, повышенной удельной мощности, высоким динамическим качествам и значениям эффективного КПД (). Основными недостатками являются их сложность, сравнительно большая металлоемкость и высокая стоимость изготовления.

1.2 Характеристика дизеля Д - 245

Тип двигателя - дизельный, 4-х тактный, жидкостного охлаждения. Способ смесеобразования - непосредственный впрыск топлива.

Дизели расчитаны на эксплуатацию при температуре окружающего воздуха от плюс 40 до минус 45С.

Рис. 1.1 - Габаритные размеры дизеля Д - 245

Таблица 1.2 - Техническая характеристика двигателя Д - 245

1.3 Обоснование системы наддува и ОНВ дизеля Д - 245

Эффективным средством повышения мощности и гибкости работы дизеля является турбонаддув <#"513437.files/image004.gif"> увеличить мощность. Наддув позволяет добиться одинаковой мощности с атмосферным мотором при меньшем рабочем объеме, а значит, снизить массу двигателя. Турбонаддув, помимо всего прочего, служит для автомобиля средством повышения "высотности" двигателя - в высокогорных районах, где атмосферному дизелю не хватает воздуха, наддув оптимизирует сгорание и позволяет уменьшить жесткость работы и потерю мощности. В то же время турбодизель имеет и некоторые недостатки, связанные в основном с надежностью работы турбокомпрессора. Так, ресурс турбокомпрессора существенно меньше ресурса двигателя. Турбокомпрессор предъявляет жесткие требования к качеству моторного масла. Неисправный агрегат может полностью вывести из строя сам двигатель. Кроме того, собственный ресурс турбодизеля несколько ниже такого же атмосферного дизеля из-за большой степени форсирования. Такие двигатели имеют повышенную температуру газов в камере сгорания, и чтобы добиться надежной работы поршня, его приходится охлаждать маслом, подаваемым снизу через специальные форсунки. Прогресс дизельных двигателей сегодня преследует две основные цели: увеличение мощности и уменьшение токсичности. Поэтому все современные легковые дизели имеют турбонаддув.

Для решения основных недостатков форсированных дизелей решались следующие задачи: увеличения ресурса турбокомпрессора и дизеля путем отключения наддува на холостом ходу и частичных нагрузках.

Задачи выпускной работы

Определить показатели рабочего цикла дизеля Д - 245 при низком и среднем наддуве.

Дать оценку динамической нагруженности КШМ дизеля Д - 245 при среднем наддуве.

Обосновать основные параметры систем двигателя и его регуляторной характеристики.

Обосновать рациональную схему системы наддува дизеля Д - 245 и ее конструктивные параметры.

2. ЭФФЕКТИВНОСТЬ СИСТЕМЫ НАДДУВА С ОНВ ДИЗЕЛЯ Д - 245

.1 Расчет параметров рабочего цикла дизеля с низким и средним наддувом

Таблица 2.1 - Исходные значения базового дизеля

Таблица 2.2 - Расчетные показатели

2.2 Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

.2.1 Индикаторные показатели рабочего цикла

Индикаторный КПД

Характеризует степень использования в действительном цикле теплоты от сгорания топлива и определяется для двигателей, работающих на жидком топливе, по формуле

 (2.1)

где α - коэффициент избытка воздуха;

Мо - теоретически необходимое количество воздуха, кмоль/кг;

Рi - действительное среднее индикаторное давление, МПа;

То - температура окружающей среды, К;н - низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

ηv - коэффициент наполнения;

Ро - давление окружающей среды, МПа.

Коэффициент наполнения

 (2.2)

где ξ - степень сжатия;

λ1 - коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндра;

Ра - давление в начале хода сжатия, МПа;

Ро - давление окружающей среды, МПа;

ψ - коэффициент, учитывающий разницу теплоёмкостей;

λ2 - коэффициент, учитывающий очистку камеры сгорания;

Рr - давление остаточных газов, МПа;

То - температура окружающей среды, К;

∆T - подогрев заряда от поверхности цилиндра и камеры сгорания, К.

 (2.3)

 (2.4)

где Qн - низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

ηi - индикаторный КПД.

 г/(кВт∙ч).

.2.2 Эффективные показатели двигателя

Среднее эффективное давление

 (2.5)

где Рi - среднее индикаторное давление, МПа;

Рм - механические потери части индикаторного давления в двигателе, которые расходуются на трение, привод вспомогательных агрегатов и газообмен, МПа.

 (2.6)

где Сn - скорость поршня, м/с.

 МПа,

Механический КПД двигателя

 (2.7)

где Ре - среднее эффективное давление, МПа;

Рi - среднее индикаторное давление, МПа.

Эффективный КПД двигателя

 (2.8)

где ηi - индикаторный КПД;

ηм - механический КПД.

Удельный эффективный расход топлива

 (2.9)

где Qн - низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

ηе - эффективный КПД.

 г/(кВт∙ч).

Также при расчете использовался ЭВМ (Excel).

Результаты расчета заносим в таблицу.

Таблица 2.3 - Результаты теплового расчета

2.2.3 Тепловой расчет модернизированного дизеля

Таблица 2.4 - Данные для теплового расчета модернизированного дизеля

Таблица 2.5 - Расчетные показатели

Индикаторный КПД

Характеризует степень использования в действительном цикле теплоты от сгорания топлива и определяется для двигателей, работающих на жидком топливе, по формуле

 (2.10)

где α - коэффициент избытка воздуха;

Мо - теоретически необходимое количество воздуха, кмоль/кг;

Рi - действительное среднее индикаторное давление, МПа;

То - температура окружающей среды, К;н - низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

ηv - коэффициент наполнения;

Ро - давление окружающей среды, МПа.

Коэффициент наполнения

 (2.11)

где ξ - степень сжатия;

λ1 - коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндра;

Ра - давление в начале хода сжатия, МПа;

Ро - давление окружающей среды, МПа;

ψ - коэффициент, учитывающий разницу теплоёмкостей;

λ2 - коэффициент, учитывающий очистку камеры сгорания;

Рr - давление остаточных газов, МПа;

То - температура окружающей среды, К;

∆T - подогрев заряда от поверхности цилиндра и камеры сгорания, К.

Удельный индикаторный расход топлива

 (2.12)

где Qн - низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

ηi - индикаторный КПД.

 г/(кВт∙ч).

Среднее эффективное давление

 (2.13)

где Рi - среднее индикаторное давление, МПа;

Рм - механические потери части индикаторного давления в двигателе, которые расходуются на трение, привод вспомогательных агрегатов и газообмен, МПа.

 (2.14)

где Сn - скорость поршня, м/с.

Механический КПД двигателя

(2.15)

где Ре - среднее эффективное давление, МПа;

Рi - среднее индикаторное давление, МПа.

Эффективный КПД двигателя

 (2.16)

где ηi - индикаторный КПД;

ηм - механический КПД.

Удельный эффективный расход топлива

 (2.17)

где Qн - низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

ηе - эффективный КПД.

 г/(кВт∙ч).

Также при расчете использовался ЭВМ (Excel).

Результаты расчета заносим в таблицу.

Таблица 2.6 - Результаты теплового расчета

Результаты теплового расчета базового дизеля и модернизированного заносим в сводную таблицу.

Таблица 2.7 - Результаты расчета базового и модернизированного дизеля

Результаты теплового расчета (табл.2.7) показали, что применение среднего наддува (Рк = 0,20 МПа) с охлаждением наддувочного воздуха увеличит среднее индикаторное давление на 38%. При этом индикаторный  и механический  КПД повышаются в среднем на 2%. Это приводит к увеличению эффективного КПД с 0,380 до 0,408. Эффективная мощность двигателя увеличится при этом с 75 до 138 кВт. Таким образом модернизированный дизель Д - 245 является наиболее приемлемым и экономичным.

Данное усовершенствование обосновано и в дальнейшем будем производить расчет только модернизированного двигателя.

2.3 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

Основная задача кинематического расчёта состоит в определении закона движения поршня и шатуна. При этом принимается, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью со = const. Это позволяет рассматривать все кинематические величины (путь Sn, скорость Vn и ускорение jn поршня) как функции угла поворота коленчатого вала а.

Кривошипно-шатунный механизм (КШМ) может быть центральным, когда ось цилиндра пересекает ось коленчатого вала (наиболее распространенный в автотракторных двигателях), или смещённым (дезаксиальным), когда ось цилиндра (поршневого пальца) смещена от оси коленчатого вала не более, чем на 10% хода поршня для снижения нормальных давлений, воспринимаемых поршнем и гильзой .

Ниже приводится кинематический расчет центрального и дезаксиального КШМ рядного двигателя. Аналогично выполняется расчет кинематики двигателей с V -образным расположением цилиндров, в которых применяют одинаковые шатуны, устанавливаемые па шатунную шейку рядом.

Перемещение поршня

При практических расчётах перемещение поршня Sa, м, центрального КШМ от ВМТ в зависимости от угла поворота кривошипа определяют по формуле:

 (2.18)

Скорость поршня

Скорость поршня, м/с, является переменной величиной при  = const. В центральном КШМ скорость поршня определяют по формуле, которую получают дифференцированием выражения по времени:

 (2.19)

Ускорение поршня

Ускорение поршня jn, м/с2, в центральном КШМ:

 (2.20)

Пользуясь приведёнными выше формулами, определяют аналитическим путём значения перемещения, скорости и ускорения поршня в интервале = 0-360 град через каждые 20-30 град, которые заносят в таблицу 2.8. По данным расчётов строят кривые Sx,Vn, jn = f(a), по которым находят максимальные и минимальные значения скорости и ускорения поршня .

Таблица 2.8 - Кинематические параметры кривошипно-шатунного механизма

Рис. 2.1 - Графики перемещения Sп, скорости Vп, ускорения jп поршня

2.4 Динамический расчёт КШМ

Динамический расчёт КШМ заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции, обосновании конструкционных форм и размеров базовых деталей и маховика КШМ.

В течение полного рабочего цикла (720 град для 4-х и 360 град для 2-тактного двигателей) силы, действующие в КШМ, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины рассчитывают через каждые 20-30 град . Результаты динамического расчёта сводятся в таблицу.

Силы, действующие на поршневой палец.

На поршневой палец действует сила давления газов Рт на поршень и сила инерции Р,- возвратно-поступательно движущихся масс КШМ.

Определение силы давления газов

Сила давления газов определяется по формуле:

 (2.21)

где  - текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме, МПа;

 - диаметр цилиндра, см2.

Для последующих расчетов необходимо построить график изменения силы давления газов в функции угла поворота коленчатого вала.

Для этого необходимо индикаторную диаграмму, построенную в координатах , перестроить в координатах . В этой диаграмме изменение давления газов в цилиндре в течении рабочего цикла является функцией угла поворота кривошипа . Такую диаграмму называют развернутой диаграммой. На этой диаграмме показано избыточное давление на поршень:

 (2.22)

Индикаторную диаграмму перестраивают в развернутую по методу Брикса: ниже индикаторной диаграммы на диаметре, соответствующем ходу поршня, строится полуокружность радиусом, равным половине отрезка . Вправо по горизонтали откладывается отрезок, поправка Брикса, равный , где - радиус кривошипа; - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Принимаем .

Из этого нового центра  проводим лучи через каждые 20˚ до пересечения с полуокружностью. Точки пересечения этих лучей с полуокружностью проектируются на кривые политроп сжатия и расширения индикаторной диаграммы. Полученные точки пересечения сносим по горизонтали вправо на вертикальные линии соответствующих углов  развернутой диаграммы. Проведя через найденные точки кривую, получим развернутую индикаторную диаграмму за рабочий цикл .

Сила давления газов на поршень подсчитывается по формуле, и величины этой силы для каждого угла поворота коленчатого вала записываются в таблицу.

Для определения газовых сил  по развернутой диаграмме давлений  необходимо пересчитать масштаб:

 (2.23)

где - площадь поршня, .

 (2.24)

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс КШМа.

Действующая на поршень сила инерции масс, совершающих возвратно-поступательное движение, равна:

, (2.25)

где  - сила инерции первого порядка;

 - сила инерции второго порядка;

Следовательно,

, (2.26)

где ,

- масса поршневого комплекта, кг;

- масса шатуна, кг.

Значения масс деталей кривошипно-шатунного механизма принимаем:

Поршень:

Шатун:

Угловая скорость вращения коленчатого вала равна:

 (2.27)

Определив силы  и , строим сводный график сил, действующих на поршень.

Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала

На шатунную шейку действуют две силы: сила , действующая по шатуну, и центробежная сила инерции .

Сила, действующая по шатуну, определяется по уравнению:

, (2.28)

где - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра при повороте коленчатого вала на угол .

Центробежная сила инерции равна:

, (2.29)

Рс=-(0,725*2,89+1,425)230,32*0,0625

где  (2.30)

- неуравновешенная часть коленчатого вала;

- масса шатуна.

Геометрическая сумма сил  и  образует результирующую силу , действующую на шатунную шейку.

Сила  раскладывается на две составляющие:

сила  - радиальная, действующая по радиусу кривошипа:

 (2.31)

сила - тангенциальная, перпендикулярная радиусу кривошипа:

 (2.32)

Результирующая сила  подсчитывается по формуле:

 (2.33)

Полученные значения всех сил при разных углах поворота коленчатого вала приведены в таблице 2.9:

Таблица 2.9 - Силы действующие кривошипно-шатунном механизме

На основании расчетов строим график сил .

Рис. 2.2 - График силы R, действующей на шатунную шейку

Нагруженность шатунной шейки и определение ее размеров.

Для определения среднего и максимального давления на шатунную шейку необходимо построить графическую зависимость R = f(a). Путем планиметрирования площади под кривой R = f(a). находят среднюю величину силы Rcp. Среднее Pшср и максимальное Рмахш удельные давления на шатунную шейку, МПа :

, (2.34)

, (2.35)

где d ш и lш - диаметр и длина рабочей части шатунной шейки, м.

Для дизелей: dш = (0,63-0,75)D; lш =(0, 73-1,00)D. ш= 0,63∙0.11= 0.063м.ш =0,73∙0,11=0,08

МПа

МПа

Для дизелей Ршмах = 20-40 МПа . Значения Pшср = 3,5-12

Результаты расчета показывает, что КШМ двигателя имеет запас прочности это позволяет не увеличивать размеры шеек коленчатого вала.

Суммарная сила, действующая на поршневой палец

Полученные закономерности изменения сил Рг и Рj за полный рабочий цикл, нужно просуммировать и получить график изменения результирующей силы Р рез, действующей на поршневой палец вдоль оси цилиндра за период 0-720 град.

На оси абсцисс в произвольном масштабе откладывают значения угла поворота коленчатого вала : 0°, 80°- 660°, 690°, 720° и наносят графики сил Рг и Pj. Результирующая сила Ррез находится суммированием сил Рг и Рj.

Текущие значения силы Ррез заносят в таблицу.

Рис. 2.3 - Диаграмма сил действующей на поршневой палец

Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Силы, нагружающие шатунную шейку

Из схемы сил, что на шатунную шейку действуют направленная по оси шатуна сила Рt которая является составляющей силы Ррез, а также центробежная сила инерции Рс, создаваемая массой кривошипа коленчатого вала и редуцированной к кривошипу частью массы шатуна (0, 725 тш), направленная по радиусу кривошипа от оси коленчатого вала.

Геометрическая сумма сил Pt и Рс даёт результирующую силу R, действующую на шатунную шейку. Силы Pt и Рс можно подсчитать, используя зависимости:

 (2.36)

 (2.37)

где  - текущие значения угла наклона оси шатуна к оси цилиндра; - радиус кривошипа, м.

Для определения результирующей R сила Pt раскладывается на две составляющие: тангенциальную Т, перпендикулярную радиусу кривошипа, и радиальную Z, направленную по радиусу кривошипа:

 (2.38)

 (2.39)

Составляющая Т считается положительной, если направление её действия совпадает с направлением вращения коленчатого вала и отрицательной, если направление её действия не совпадает с направлением вращения коленчатого вала.

Составляющая Z считается положительной, если она сжимает щёки коленчатого вала и вычитается из силы Рс. Она складывается с центробежной силой Рс, если они направлены в одну сторону.

Результирующую силу R, действующую на шатунную шейку, подсчитывают по формуле:

 (2.40)

Расчётные значения искомых сил при различных углах поворота коленчатого вала заносят в таблицу 2.9.

Рис. 2.4 - Диаграмма тангенциальной силы одного цилиндра

2.5 Расчет параметров систем дизеля

2.5.1 Расчет системы смазки

Для заданного двигателя определяем число секций масляного насоса, число и тип фильтров, их расположение в схеме, наличие масляного радиатора, расположение и число гидравлических клапанов.

Расчет системы смазки заключается в определении конструктивных характеристик масляного насоса, фильтра, радиатора, подшипников, скольжения и магистрали.

Определение вместимости системы смазки

Исходной величиной для расчета элементов системы смазки является циркуляционный расход масла в системе Vц, величину которого определяют по количеству теплоты Qм, Дж/с, отводимой маслом от двигателя:

м = (0,02…0,03) · Qм · Gтн(2.41)

где Qн - низшая теплотворная способность топлива (Qн = 42500 кДж / кг)тн - массовый расход топлива при работе в режиме номинальной мощности, г/с.м= 0,03 · 42500 · 3,1 = 10072 Дж/с.

Подача основной секцией масляного насоса:

ц = Qм / (м · см · Тм) (2.42)

где м = 900 кг/м3 - плотность моторного масла;

см = 2094 Дж/(кг · К) - средняя удельная теплоемкость масла;

Тм = (10…15) К - температура нагрева масла в двигателе.ц = 10072 / (900 · 2094 · 10) = 0,0005 м3 / с.

Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла должен быть увеличен в два раза, то есть V1ц = 2 · Vц, ц= 2 · 0,0005 = 0,001 м3 / с.

Объем масла в системе для уменьшения массы двигателя должен быть по возможности малым, но достаточным для заполнения всей системы, смачивания деталей и стенок картера и создания запаса, компенсирующего расход масла между заправками двигателя.

Вместимость системы с мокрым картером определяют из условия:

м = qм · Nен, (2.43)

где qм - удельная емкость системы смазки (для дизельных двигателей qм = 0,14…0,31 л / кВт).м = 0,25 · 138 = 34.5 л.

Расчет масляного насоса

По числу секций масляные насосы бывают односекционные и многосекционные.

Расчет масляного насоса заключается в определении размеров его шестерен.

Расчетную производительность основной секции масляного насоса Vp, м3 /с, определяют по циркуляционному расходу с учетом утечек через торцевые и радиальные зазоры:

р = Vц1 /  (2.44)

где  = 0,6…0,8 - объемный коэффициент подачи.р = 0,0005/0,7 = 0,0007 м3/с.

Расчетная производительность шестеренчатого насоса при высоте зуба h = 2·m, и D0 = z · m определяется как: Vр = 2 · · z · m2 · b · nнас / 60,р = 2 · 3,14 · 6 · 0,0032 · 6 · 45/ 60 = 0,0015 м3/с

Задавшись значениями z,m, nнас, можно определить длину зуба шестерни насоса b, м:

= 60 · Vp / (2 · · z · m2 · nнас), (2.45)

где m = (3…6) · 10-3 - модуль зацепления, м;= (6…12) - число зубьев шестерни насоса, мин-1.= 60 · 0,0007 / (2 · 3,14 · 6 · (0,003-3)2 · 45) = 0,006 м

Частота вращения шестерни насоса nнас:

нас = (Uнас · 60) / (· m · (z + 2)) (2.46)

где Uнас - окружная скорость вращения шестерни на внешнем диаметре, м/с.

Окружную скорость вращения на внешнем диаметре выбирают из условия nнас < 3000 мин-1. обычно она не превышает (8…10) м / с .нас = (10 · 60)/(3,14 · 0,003 · (0,006+2)) = 2500 мин-1

Мощность Nнм, кВт, затрачиваемая на привод односекционного масляного насоса или основной секции многосекционного масляного насоса:

нм = Vр · Pp / (нм · 103), (2.47)

где Pp - рабочее давление масла в системе (для дизельных двигателей Pp = 0,3 - 0,7 МПа) ;

нм = 0,85 - 0,90 - механический КПД насоса.нм = 0,0007 · 5 · 105 / (0,87 ·103) = 0,4 кВт.

Если масляный насос имеет дополнительную или радиаторную секции, то их расчетную производительность выбирают из условий:

радиаторной Vрp = (0,20…0,35) · Vp (2.48)

рp = 0,4 · 0,0007 = 0,0002 м3 / с.

Затраты мощности на привод дополнительной Nдм или радиаторной Nрм секции рассчитывают при давлении открытия перепускного клапана Pp = 0,20 - 0,25 МПа,рм = 0,0002 · 0,2 · 106 / (0,87 ·103) = 0,06 кВт

Удельные затраты мощности Nуд.м, %, на привод масляного насоса:

уд.м = (Nнм + Nмр) · 100 / Nен (2.49)

уд.м = (0,4 + 0,06) · 100 / 138 = 0,3 %

Расчет масляного радиатора

Радиатор служит для охлаждения масла, циркулирующего в системе. На автотракторных двигателях устанавливают в основном воздушно- масляные или водомасляные теплообменники.

Основной расчетной величиной является площадь поверхности охлаждения радиатора Fмр, м2:

мр = Qм / (kм · (ТМср - ТВср)), (2.50)

где kм - коэффициент теплопередачи от масла к окружающей среде (для гладких трубок kм - 130- 150 Вт / (м2 · К));

ТМср = (363…378)К - средняя температура масла в радиаторе;

ТВср = (298…313)К - средняя температура проходящего через радиатор воздуха.мр = 10072 / (140 · (378 - 298)) = 0,8 м2

Выбор моторного масла

Учитывая назначение и степень форсирования двигателя, назначаем марку моторного масла:

зимнего М - 8 - Г2

летнего М - 10 - Г2

всесезонной эксплуатации М 8з / 10 Г2.

Определяем минимальную температуру окружающей среды tп, при которой возможен запуск двигателя без предварительного прогрева из условия

п = tзм + 5 (2.51)

где tзм - температура застывания моторного масла.

летнего tп = - 15 + 5 = - 10 Сº.

зимнего tп = - 30 + 5 = - 25 Сº

2.5.2 Расчет системы охлаждения

Расчет системы жидкостного охлаждения сводится к определению основных размеров поверхности охлаждения радиатора, подбору водяного насоса и вентилятора.

Расчет основных конструктивных элементов системы охлаждения проводится, исходя из количества отводимой от двигателя теплоты Qохл, Дж / с, на номинальном режиме, которое определяют из уравнения теплового баланса или по формуле:

охл = qж · Nен, (2.52)

где qж - удельное количество отводимой теплоты.

На основании опытных данных принимают для дизельных двигателей qж = 700 - 960 Дж / (кВт · с) охл = 960 · 138 = 132480 Дж / с

Вместимость системы охлаждения Vохл, л, принимают на основе соотношения:

Vохл =  · Nен, (2.53)

где  - удельная емкость системы (для грузовых автомобилей  = 0,2 - 0,4 л / кВт).охл = 0,4 · 138 = 55 л.

Расчет радиатора сводится к определению площади поверхности охлаждения для передачи теплоты от охлаждающей жидкости к окружающему воздуху. Основные параметры радиатора: площадь поверхности охлаждения, фронтальная поверхность радиатора, глубина радиатора, то между передней и задней стенками его решетки.

Площадь поверхности охлаждения радиатора Fр, м2, определяют из выражения:

р = Qохл / (k ·(ТЖср - ТВср)), (2.54)

где k - коэффициент теплопередачи (для дизельных двигателей k = 85 - 105 Вт / (м2 · К);

ТЖср и ТВср - соответственно средние значения температуры охлаждающей жидкости в радиаторе и температура воздуха, проходящего через радиатор (для автомобильных двигателей ТЖср = 358 - 365 К; ТВср = 323 - 328 К) .р = 132480 / (85 · (358 - 323)) = 44 м2.

Необходимая массовая подача жидкости через радиатор Gж, кг / с:

ж = Qохл / (сж · Тж), (2.55)

где сж - теплоемкость охлаждающей жидкости (сж = 4187 Дж / (кг · К) - для воды).

Тж = (6…12) К - температурный перипад жидкости в радиаторе .ж = 132480 / (4187 · 12) =2.6 кг / с.

Необходимая подача воздуха через радиатор Vв, м3 / с, (производительность вентилятора):

в = Qохл / (св · Тв · в), (2.56)

где св = 1005Дж / (кг ·К) - средняя теплоемкость воздуха;

Тв = (20…30) К - температурный перепад воздуха в решетке радиатора;

в = 1,09 кг / м3 - плотность воздуха, проходящего через радиатор.в = 132480 / (1005 · 25 · 1,09) = 4.8 м3 / с

Фронтальная площадь поверхности решетки радиатора Fфр, м2, выполненная в виде квадрата для получения коэффициента обдува, равного единице:

фр = Vв / ф, (2.57)

где ф = 16 - 24 м / с - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения машины.фр = 0,2 м2.

Глубину радиатора lр, м, определяем из соотношения:

р = Fр / (Fфр · р), (2.58)

где: р = 900 - 1000 м-1 - объемный коэффициент компактности радиатора .р = 44 / (0,2 · 900) = 0,24 м.

Расчет насоса охлаждающей жидкости

Охлаждающая жидкость как правило циркулирует с помощью центробежных насосов с односторонним подводом жидкости.

Расчетную подачу насоса Vнр, м3 / с, определяем по формуле:

нр = Gж / (ж ·о), (2.59)

где:ж - плотность жидкости, кг / м3 (для воды ж = 1000 кг /м3)

о = 0,8 - 0,9 - объемный КПД насоса.нр = 2.6 / (1000 · 0,8) = 0,003 м3 / с.

Мощность, затрачиваемая на привод насоса охлаждающей жидкости Nн, кВт:

н = Vнр · Н / (103 · h · м), (2.60)

где Н = (50…100) · 103 Па - напор, создаваемый насосом;

h = 0,6 - 0,7 - гидравлический КПД насоса;

м = 0,7 - 0,9 - механический КПД насоса.н = 0,003 · 50 · 103 / (103 · 0,6 · 0,7) = 0,3 кВт.

Подбор вентилятора

Диаметр осевого вентилятора Dв, м, при квадратной фронтальной поверхности радиатора определяется как:

в =  (2.61)

в =  = 0,31 м.

Мощность Nв, кВт, затрачиваемая на привод вентилятора:

в = Vв · Ртр / (103 · в), (2.62)

где Ртр = 600 - 1000 Па - сопротивление воздушного тракта;

в - КПД вентилятора (для клепаных 0,3 - 0,4; для литых 0,6 - 0,7).в = 4.8 · 600 / (103 · 0,6) = 4.8 кВт.

Частота вращения вентилятора nв, мин-1, должна быть в пределах nв = (1,0…1,4) · nн и может быть рассчитана при известной окружной скорости :

в = 60 · Uв / (Dв · ) (2.63)

где Uв = 70 - 100 м / с - окружная скорость лопастей вентилятора.в = 60 · 70 / (3,14 · 0,31) = 4300 мин-1

Число лопастей вентилятора Zв находим по формуле:

в = 60 · Vв / (· (R2 - r2) · nв · bв · 1в · ) (2.64)

где R, r - наружный и внутренний радиусы вентилятора, м (r принимается в пределах 0,04 - 0,08 м);в = 0,08 - 0,12 м - ширина лопасти;

1в = 0,4 - 0,7 - коэффициент, учитывающий сопротивление потоку воздуха при выходе его из-под капота двигателя;

= 35 - 45 - угол наклона лопасти вентилятора к направлению воздушного потока.в = 60·4.8/(3,14·(0,152·0,082)·4300·0,12·0,7·) = 6

Удельные затраты на функционирование системы охлаждения

Удельные затраты на функционирование системы жидкостного охлаждения Nуд. охл, %, определяется по формуле:

уд. охл = (NH + NB)· 100/ Neн (2.65)

Nуд. охл = (0,3 + 4.8)·100 / 138 = 3,6 %

2.5.3 Расчет элементов топливной системы дизеля

Расчет системы топливо подачи автотракторных дизелей сводится к определению основных конструкционных параметров топливного насоса высокого давления (его диаметра и хода плунжера), диаметра соплового отверстия распылителя форсунки, а также регулировочных параметров топливной системы.

Определение параметров топливного насоса

Конструкционные параметры топливного насоса высокого давления зависят от цикловой подачи топлива gц, мг/ц, определяемой по заданной или расчетной эффективной мощности, расходу топлива Gтн, частоте вращения коленчатого вала на номинальном режиме nн:

ц = GTH ·  · 3 · 104 / (nH · i) (2.66)

- расход топлива на номинальном режиме, г/с;

 = 4 - тактность двигателя;- число цилиндров.ц = 7.9 · 4 · 3 · 104 / (2200 · 4) = 107 г/с.

Объемная подача топлива Vц, мм3/цикл, определяется выражением

Vц = gц / , (2.67)

где = 0,83 г/см3 - плотность дизельного топлива .

Vц = 107 / 0,83 = 129 мм3 / цикл.

Теоретическая подача секции топливного насоса Vт, соответствующая геометрической, должна быть больше цикловой на величину утечек и сжатия топлива:

Vт = Vц / н, (2.68)

где н = 0,7 - 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние на подачу указанных выше факторов.т = 129 / 0,9 = 144 мм3 / цикл

Полную производительность секции топливного насоса Vq с учетом перепуска части топлива и дополнительным расходом на режимах перегрузки и пуска определяют из условия:

= ((2,5…3,2) · Vц / н) (2.70)

= (2,5 · 129 / 0,8) = 403 мм3 / цикл.

Это количество топлива должно быть равно объему Vпл, мм3, соответствующему полному ходу плунжера:пл = · d2пл · Sпл / 4 (2.71)

Задавшись отношением = Sпл / dпл = 0,8 - 1,2, определяют диаметр плунжера, мм,

дизель автотракторный двигатель наддув

dпл =  (2.72)

пл =  = 14 мм

Полный ход плунжера Sпл = · dплпл = 0,8 · 14 = 11.2=12 ммпл = 3,14 · 142 ·12 / 4 = 1692 мм3

Основные параметры топливного насоса должны быть скорректированы с учетом типоразмерного ряда, принятого по ГОСТ 10578 - 74.

Основываясь значениями ГОСТ принимаем диаметр плунжера 14 мм;

ход плунжера 12 мм.

При выбранном диаметре плунжера рассчитываем его активный ход:

акт = 4 · Vт / (· d2пл) (2.73)

акт = 4 · 80 / (3,14 · 72) =2 мм

2.5.4 Расчет форсунки

Расчет форсунки сводится к определению диаметра сопловых отверстий ее распылителя.

Продолжительность впрыскивания топлива через распылитель t, с, зависит от угла поворота коленчатого вала двигателя, в течении которого происходит впрыскивание топлива в цилиндр впр:

= впр / (6· nн). (2.74)

Величина угла поворота коленвала, соответствующая продолжительности впрыскивания топлива, составляет впр = 20 - 30 град.= 30 / (6 · 2200) = 0,002 с.

Среднюю скорость истечения топлива через сопловое отверстия распылителя ф, м/с, определяют по формуле

ф = , (2.75)

где Рф = (20…40) · 106 - среднее давление впрыскивания топлива, Па;

Рц = (4…6) · 106 - среднее давление газа в цилиндре в период впрыскивания, Па.

ф = = 196 м/с

Суммарную площадь сопловых отверстий форсунки fс, мм2, находим из выражения:

fс = Vц / (ф · ф · t · 103), (2.76)

где ф = 0,65 - 0,85 - коэффициент расхода топлива.с = 129 / (0,65 · 196 · 0,002 · 103) = 0,5 мм2

Тогда диаметр соплового отверстия распылителя dс, мм:

= , (2.78)

где m - число сопловых отверстий.=  = 0,3 мм.

2.6 Скоростные (регуляторные) характеристики дизеля

Расчет основных показателей работы двигателя производится для следующих скоростных режимов:

режим номинальной мощности nн;

режим максимального крутящего момента nм;

режим максимальной частоты вращения холостого хода nхх (для дизелей).

Режим номинальной мощности

Частоты вращения коленчатого вала двигателя nн, мин-1, при номинальной мощности:

н=30·Cп/S, (2.79)

где: Сп - средняя скорость поршня, м/с;ход поршня, м.

Получение значения частоты вращения коленчатого вала округлеем до ближайшего числа с двумя последними нулями или до 50.н=30·9,17/0.125=2200 мин-1

Тогда крутящий момент М кн, Н ·м, при номинальной мощности: М кн = 9550·N ен / nн.

М кн= 9550·138/ 2200= 599 Н·м.

Механические потери части индикаторного давления в двигателе Рм, МПа, которые расходуются на трение, привод вспомогательных агрегатов и газообмен, определяются по формуле:

Р м= 0,89+0,0118·Сп. (2.80)

Р м= 0,89+0,0118·9,17= 0,99 МПа

Определяем мощность условных механических потерь Nмн, кВт:

м н = Р м·V hi·n н /(30·), (2.81)

Где = 4- тактность двигателя;hi- рабочий объем двигателя, л.м н = 0,99·4,75·2200/(30·4)=86 кВт.

Рабочий объем одного цилиндра V h, л, можно определить как:

h=· D2·S/4. (2.82)

h=3,14·1,102·1,25/4= 1,18 л.

Общий рабочий объем двигателя:hi=1,18·4= 4,7 л.

Индикаторная мощность N iн, кВт:

iн = Nен + Nмн. (2.83)

iн = 138 + 86= 224 кВт.

Механический КПД двигателя:

м = Nен / N iн (2.84)

м = 138/224=0,616.

Массовый расход топлива:

тн = gен·Neн/3600. (2.85)

тн = 207,44·138/3600= 7.9 г/с.

Эффективный КПД двигателя:

ен= 84,3/ gен, (2.86)

ен= 84,3/ 207,44= 0,4.

Режим максимального крутящего момента

Максимальный крутящий момент Мкм, Н·м, при заданном значении к

Мкм = Мкн ·(100 + к) 10-2. (2.87)

Мкм = 599·(100+10,3)· 10-2 = 660.6 Н·м

Определяем эффективную мощность Nем, кВт, при Мкм:

ем = Мкм · nм / 9550, (2.88)

Где nм - частота вращения коленчатого вала при Мкм (принимается по технической характеристике двигателя).ем = 660.6 · 1200 / 9550 = 83 кВт.

Удельный расход топлива gем, г /кВт · ч, при максимальном крутящем моменте:

gем = (1,15…1,20) · gен, (2.89)

ем = 1,17 · 207,44 = 242,7 г / кВт · ч.

Остальные показатели для режима максимального крутящего момента (мощность механических потерь Nмм, индикаторная мощность Niм, механический КПД двигателя м, массовый расход топлива Gтм, эффективный КПД двигателя ем) рассчитываются так же как и для режима номинальной мощности.

Мощность механических потерь Nмм:

м м = Р м·V hi·n м /(30·), (2.90)

мм = 0,99 · 4,75 · 1200 / (30 · 4) = 47 кВт.

Индикаторная мощность: N iм = Nем+ Nмм,iм = 83 + 47 = 130 кВт.

Механический КПД двигателя м,

м = Nем / N iм, (2.91)

м = 83 / 130 = 0.63.

Массовый расход топлива Gтм,

тн = gем·Neм/3600, (2.92)

тн = 242,7 · 83 / 3600 = 5.5 г / кВт ·с.

эффективный КПД двигателя ем,

ем = 84,3/ gем, (2.93)

ем = 84,3 / 242,7 = 0,34.

Режим максимальной частоты вращения холостого хода

Максимальная частота вращения холостого хода nхх, мин-1, определяется выражением:

хх = nн · (200 + ) · (200 - ) (2.94)

где - 6-7%- степень неравномерности регулятора.хх = 2200 · (200 + 6) / (200 - 6) = 2336 мин-1

Массовый расход топлива Gтхх, г/с, при максимальной частоте вращения холостого хода:

тхх = (0,25…0,30) · Gтн. (2.95)

тхх = 0,27 · 5.5 = 1.5 г / с.

Таблица 2.10 - Основные показатели работы двигателя Д-245

Используя полученные данные строим скоростную характеристику двигателя.

Рис. 2.4 - Скоростная характеристика дизеля

Рассчитываем удельные показатели двигателя, используя данные таблицы 2.11.

Таблица 2.11 - Удельные показатели двигателя Д - 245

По результатам теплового расчета двигателя Д - 245 определены значения давления и температуры рабочего тела в характерных точках индикаторной диаграммы.

При использовании среднего наддува (Рк = 0,20 МПа) и охладителя надувочного воздуха среднее индикаторное давление увеличилось с 1,307 МПа до 1,811 МПа, повышение индикаторного и эффективного КПД составило 2%.

По результатам динамического расчета двигателя Д - 245 установлено, что использование среднего наддува приводит к повышению динамической нагруженности деталей КШМ, однако запас их прочности позволяет не увеличивать размеры шеек коленчатого вала.

При реализации среднего наддува мощность дизеля Д - 245 возрастает в 1.8 раза. Указанное приводит к увеличению объема системы смазки до 30 литров и системы охлаждения до 50 литров.

Для повышения мощности двигателя Д - 245 с 77 до 138 кВт необходимо увеличить цикловую подачу топлива на основных режимах в среднем 75 - 80%.

3. СИСТЕМА НАДДУВА ДИЗЕЛЯ Д - 245

.1 Схема системы наддува

Для повышения экономичности дизеля на холостом и частичных нагрузках предлагается отключение наддува воздуха и отключения охладителя надувочного воздуха.

Рис. 3.1 - Схема регулируемого наддува

Данная система (рис.) состоит из следующих агрегатов и узлов: турбокомпрессор (1), двигатель (2), обводные каналы (3, 5, 12), автоматический воздушный клапан (4), перепускной клапан (6), пневмоцилиндр (7), топливный насос высокого давления (8),магистраль управления системой (9), кран (10), охладитель наддувочного воздуха (11).

3.2 Основные режимы работы системы наддува

При работе двигателя на частичных нагрузках или на холостом ходу, двухходовый кран (10) преграждает доступ воздуха от центробежного нагнетания в рабочую полость пневмоцилиндра (7), при этом перепускной клапан [6] открывает выпускной обводной трубопровод, и основной поток отработавших газов отводится через него в атмосферу. Работая за счет части энергии газов, турбокомпрессор (1) не может обеспечить подачу необходимого количества воздуха в двигатель, поэтому во впускном трубопроводе возникает разряжение, которое приводит к открытию автоматического воздушного клапана (4), установленного во впускном обводном трубопроводе, что позволяет воздушному заряду поступать в двигатель, минуя турбокомпрессор через обводной трубопровод.

Такая организация потоков воздуха и отработанных газов позволяет улучшить пусковые качества, повысить приемистость двигателя, снизить расход топлива на холостом ходу и на частичных нагрузках.

При увеличении нагрузки на двигатель под действием ударной волны рабочих газов перепускной клапан резко поднимается и перекрывает выпускной обводной трубопровод. Таким образом, поток отработавших газов направляется в выпускной трубопровод, который связан с турбокомпрессором. Частота вращения ротора турбокомпрессора, работавшего ранее в «горячем» режиме, повышается. Компрессор засасывает воздух из воздухоочистителя, сжимает его, и под избыточным давлением нагнетает в цилиндр двигателя по впускному трубопроводу. В этот момент давление в спускном обводном трубопроводе увеличивается, обратный воздушный клапан закрывается и количество воздуха, поступающего в двигатель, увеличивается. Одновременно компрессор нагнетает воздух в соединенную с впускным трубопроводом магистраль управления системой (9), которая в свою очередь соединена с пневмоцилиндром. Пройдя через двухходовый кран, воздух заполняет пневмоцилиндр. Давление в нем воздействует на мембрану, прогибая ее, и через передаточный механизм, связанный в свою очередь с кривошипом зафиксирует перепускной клапан в верхнем положении, соответствующем полному и плотному перекрытию обводного выпускного трубопровода.

Двухходовой кран имеет два фиксируемых положений:

. автоматическая работа.

. турбокомпрессор выключен.

В первом случае кран свободно пропускает воздух от компрессора в пневмоцилиндр по магистрали управления системой. Количество поступающего воздуха зависит от нагрузки на двигатель.

Во втором случае, при помощи рукоятки крана доступ воздуха в пневмоцилиндр преграждается. Как было сказано выше, в это положение рукоятка крана переводится при работе двигателя на холостом ходу или при частичных нагрузках.

Для отключения ОНВ перед охладителем устанавливается обводной канал с электромагнитным клапаном. После охладителя устанавливается датчик температуры воздуха который связан с термореле. При температуре наддувочного воздуха выше 60°С электромагнитный клапан (12) закрывает обводной канал и воздух проходит через охладитель. При температуре ниже 45°С клапан приоткрывает обводной канал до тех пор пока температура воздуха не начинает подниматься.

Таким образом, предложенное устройство системы перепуска рабочих газов с отключением турбокомпрессора обеспечивает надежную работу и простоту эксплуатации.

3.3 Обоснование конструктивных параметров устройства для отключения

.3.1 Конструкция и расчет механизма отключения газотурбинного наддува

Учитывая первоначальные условия:

ход штока механизма управления = 10 мм.

ход штока перепускного клапана = 11 мм, для полного перекрытия обводного трубопровода необходимо, чтобы кривошип перепускного клапана повернулся на 22º относительно первоначального положения (с учетом смещения кривошипа относительно центра обводного трубопровода на 10 мм) .

3.3.2 Расчет рабочего диаметра диафрагмы механизма управления

Ход штока по условиям принят 10 мм. Исходя из того, что максимальное отклонение диафрагмы в одну сторону составляет 8º, рабочий диаметр диафрагмы рассчитывается следующим образом.

Рис. 3.2 - Схема определения диаметра диафрагмы

Рабочий радиус диафрагмы определяется из условия:

8 º = 5/R (3.1)

= 5/ sin 8 º = 35 мм.

Рабочий диаметр диафрагмы рассчитывается следующим образом:

Др = 2R (3.2)

Др = 2*35 = 70 мм.

3.3.3 Расчет пружины механизма

Усилие от давления наддува, приложенное к штоку со стороны диафрагмы, рассчитывается по формуле

F=P*S (3.3)

где F- сила от давления наддува, н;избыточное давление наддува, Па;- рабочая площадь диафрагмы, м²;

=, (3.4)

где Др - рабочий диаметр диафрагмы, м²;==0,00385 м²

Р= 0,1= 0.1 ∙ 106 ∙ 0.00385 = 385 Н.

Усилие на сжатие пружины с учетом усилия на привод перепускного клапана составляет: = 385 - 25 = 360 H. (3.5)

Диаметр проволоки для изготовления проволоки пружины определяется как:

=1,6 , (3.6)

где к - коэффициент учитывающий кривизну витков, к=1,24;

с - индекс пружины, с=6;

[] - допускаемое напряжение пружины, []=600 МПа для стали углеродной ходолнотянутой;= 1.6 =2,5 мм

Наружный диаметр пружины рассчитывается:

Д = c ∙ d = 6∙ 2,5 = 15 мм. (3.7)

Количество витков пружины рассчитывается по следующей формуле:

=, (3.8)

где в - модуль сдвига, МПа в = 8∙104 МПа ;- диаметр проволоки, мм;

 - максимальная деформация пружины, мм;  = 10 мм;=

Полное число витков определяется по зависимости:

= n + 1.5 (3.9)

= 3.5 + 1.5 = 5

Шаг витков определяется:

= , (3.10)

=  мм.

Предельная длина пружины по осадке витков:

Кпр = (n + 0.5)d (3.11)

Кпр = (5 - 0,5) * 2,5 = 6,75 мм.

Полная длина пружины:

Н0 = h пр + n (t - d), (3.12)

Н0 = 6,75 + 3,2 (1,13 - 2,5) 20,3 мм.

3.3.4 Расчет рукоятки крана

Рукоятка крана подвергается воздействию изгибающей силы:

Рис. 3.3 - Схема погружения рукоятки

Размеры сечения рукоятки крана рассчитываются из условия прочности:

, (3.13)

где: Мизг максимальный изгибающий момент, нм;- осевой момент сопротивления, м3;

 - допускаемое напряжение на изгиб, Па;

 - 155 МПа.

Осевой момент сопротивления Wz рассчитывается по формуле:

= bh2/6, (3.14)

где: b - толщина рукоятки, м; b = 3 мм = 0,003м- ширина рукоятки, м; h = 0.001 м= 0.003*0.001/6 = 5 * 108 м3

Изгибающий момент рассчитывается:(3.15)

Мизг = Fl,

где F - изгибающая сила, Н;- длина рукоятки рукоятки воздействующей на механизм передаточный, м;

Мизг = 192 * 0,06 = 6,7 Нм;

 = 6,7/5 * 108 = 1,34 *108 = 134 МПа.

Рассчитанное напряжение изгиба меньше допускаемого, следовательно, рукоятка удовлетворяет условию прочности.

3.3.5 Расчет перепускного клапана

Клапан рассчитывается по условию срабатывания:

Р = ризг * Fn (3.17)

где Р - сила давления на клапан, Н;

ризг - избыточное давление, Нпа;- площадь днища клапана, см2.

Ризб = Р1 - Р2 = 0,17 - 0,10 = 0,07 Мпа (3.18)

где Р1 - давление до перепуска;

Р2 - давление после перепуска.

= , (3.19)

где D - большой диаметр клапана, см;- меньший диаметр клапана, см.=см2

следовательно:

Р = 0,07 * 106 * 6,09 * 10-4 = 42,63 Н;

исходя из условия, что масса клапана mk P/g, принимаем mk = 215 гр.

. Предложена схема газотурбинного наддува дизеля Д - 245 с целью отключения от нагнетательной магистрали при работе на холостом ходу и частичных нагрузках, а также отключения охладителя надувочного воздуха в зависимости от его температуры.

. По результатам конструкторской разработки рассчитаны конструкции основных узлов механизма отключения турбокомпрессора от нагнетательной магистрали, выполнен расчет их основных деталей.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной выпускной квалификационной работе был сделан анализ основных направлений совершенствования автотракторных дизелей. Анализ направлений модернизации двигателей позволил провести усовершенствование газотурбинного наддува двигателя Д - 245. Этот дизель можно считать вполне универсальным так, как он применяется на тракторах и грузовых автомобилях.

. По результатам теплового расчета двигателя Д - 245 определены значения давления и температуры рабочего тела в характерных точках индикаторной диаграммы.

При использовании среднего наддува (Рк = 0,20 МПа) и охладителя надувочного воздуха среднее индикаторное давление увеличилось с 1,307 МПа до 1,811 МПа, повышение индикаторного и эффективного КПД составило 2%.

. По результатам динамического расчета двигателя Д - 245 установлено, что использование среднего наддува приводит к повышению динамической нагруженности деталей КШМ, однако запас их прочности позволяет не увеличивать размеры шеек коленчатого вала.

. При реализации среднего наддува мощность дизеля Д - 245 возрастает в 1.8 раза. Указанное приводит к увеличению объема системы смазки до 30 литров и системы охлаждения до 50 литров.

Для повышения мощности двигателя Д - 245 с 77 до 138 кВт необходимо увеличить цикловую подачу топлива на основных режимах в среднем 75 - 80%.

. Предложена схема газотурбинного наддува дизеля Д - 245 с целью отключения от нагнетательной магистрали при работе на холостом ходу и частичных нагрузках, а также отключения охладителя надувочного воздуха в зависимости от его температуры.

. По результатам конструкторской разработки рассчитаны конструкции основных узлов механизма отключения турбокомпрессора от нагнетательной магистрали, выполнен расчет их основных деталей.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1.    Селиванов Н.И. Тракторы и автомобили: курсовое и дипломное проектирование / Н.И. Селиванов. - Красноярск: Краснояр. гос. аграр. ун-т, 2006;

2.       Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей / А.В. Николаенко. - М.: Колос, 1992.

.        Курс лекций Селиванова Н.И. - Красноярск, 2009.

.        Селиванов Н.И., Зыков С.А. Основы теории, расчет и испытание автотракторных двигателей / Н.И. Селиванов, С.А. Зыков. - Красноярск: Краснояр. гос. аграр. ун-т, 2002;

.        Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой / В.И. Анурьев. - М.: Машиностроение, 2001. - 864 с.

.        Романов А.Б., Федоров В.Н., Кузнецов А.И. Таблицы и альбомы по допускам и посадкам: Справочное пособие / А.Б. Романов, В.Н. Федоров, А.И. Кузнецов. - СПб.: Политехника, 2005. - 88 с.

.        Межгосударственные стандарты. Единая система конструкторской документации. - М.: Ипк издательство стандартов, 2001. - 158 с.

.        Соснин Д.А., Яковлев В.Ф.Новейшие автомобильные электронные системы / Д.А. Соснин, В.Ф. Яковлев. - М.: Солон - Пресс, 2005. 240 с.

.        Кутьков Г.М. Тракторы и автомобили. Теория и технологические свойства / Г.М. Кутьков. - М.: Колос, 2004. - 504 с.

.        Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов / А.И. Колчин, В.П. Демидов. - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 2003. - 496 с.

.        Тарабасов Н.Д., Учаев П.Н., Проектирование деталей и узлов машиностроительных конструкций: Справочник / Н.Д. Тарабасов, П.Н. Учаев. - М., Машиностроение, 1983. - 239 с, ил.

.        Степанов Ю.А. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. Учебник для высших технических учебных заведений/ под ред. проф. Ю.А. Степанова. М.: Машгиз, 1957.

.        Хачиян А.С. и др. Двигатели внутреннего сгорания / А.С. Хачиян. - М.: Высш. шк., 1985.

.        Ленин И.М. Автомобильные и тракторные двигатели. (Теория, системы питания, конструкции и расчет) / Под ред. И.М. Ленина. Учебник для вузов по специальности “Автомобили и тракторы”. М.: Высш. шк., 1969.

.        Орлин А.С. Двигатели внутреннего сгорания. Том 2. Конструкции и расчёт. Под. ред. проф. А.С. Орлина. 535 стр. Издательство: МАШГИЗ, Москва 1955 г.

.        http://amz.tplants.com/ru/products/

.        http://www.kampi.ru/scitech/base/nomer4/teterin/teterin.htm

.        Казачков, Р.В. Проектирование топливных систем высокого давления дизелей / Р.В. Казачков. Харьков 1994 г.