Автотракторный дизель мощностью 450 кВт

.Количество теплоты, отводимой от двигателя охлаждающей жидкостью (Qжр), принимается равным количеству теплоты, передаваемой охлаждающему воздуху (Qвозд): .Расход воздуха (м3/с), проходящего через радиатор:где Свозд – средняя удельная теплоемкость воздуха, Свозд = 1,005 кДж/кг ºС; Р – плотность воздуха при температуре 40 ºС (Рвозд = 1,13 кг/м3); ∆tвозд – температурный перепад в решетке радиатора (25 ºС). Тогда:.Циркуляционный расход (л/с) охлаждающей жидкости, проходящей через радиатор:,где Сж – удельная теплоемкость охлаждающей жидкости (для воды 4,187 кДж/кг ºС); ρж – плотность жидкости (для воды при tж = 20 ºС ρж = 1 т/м3; ∆tж – температурный перепад охлаждающей жидкости в радиаторе (∆tж= tжвх – tжвых = 6...12 ºС).Оптимальное значение температуры tжвх, характеризующей температурный режим жидкостного охлаждения, принимается в интервале 80...95ºС. Принимаем tжвх = 92 ºС, ∆tж = 10 ºС. Тогда:.Средняя температура жидкости в радиаторе:,.Средняя температура воздуха, проходящего через радиатор:.Температура воздуха на входе в радиатор принимается tвозд.вх = 40 ºС:.Необходимая площадь (м2) поверхности охлаждения радиатора:,где kж – коэффициент теплопередачи от охлаждающей жидкости к охлаждающему телу (Вт/м2 ºС), в результате экспериментальных исследований установлено, что для радиаторов дизелей kж находится в пределах 80...100 Вт/м2 ºС. Принимаем kж = 90 Вт/м2 ºС..Площадь фронтовой поверхности радиатора (м2):,где υвозд – скорость воздуха перед фронтом радиатора (6...18 м/с) без учета скорости движения машины, принимаем υвозд = 10 м/с..Глубина сердцевины радиатора (мм):,где φр – коэффициент объемной компактности: для современных радиаторов (0,6...1,8 мм-1). Принимаем φр = 0,86 мм-1..Расчет вентилятора.В системах охлаждения вентиляторы устанавливаются для создания искусственного потока воздуха, проходящего через радиатор, что позволяет уменьшить площадь охлаждающей поверхности, вместимость и массу охлаждающей системы в целом.Вентилятор выбираем со штампованными из листовой стали лопастями, приклепанными к стальной ступице, четырехлопастной. Для уменьшения вибраций и шума лопасти располагаем Х-образно – попарно под углом 70º и 110º.Окружная скорость лопасти вентилятора (м/с) на ее наружном диаметре:,где ψ – коэффициент, зависящий от формы лопастей, ψ = 2,2...2,9 – для криволинейных лопастей; Рв – давление воздуха, создаваемое вентилятором (Рв = 600...1000 Па); ρв = 1,04 кг/м3..Диаметр вентилятора (м):,где υ'возд – расчетная скорость воздуха в рабочем колесе (13...40 м/с), принимаем υ'возд = 20 м/с..Значение Dв округляем до ближайшего по ГОСТ 10616-73 и принимаем Dв = 0,560 м.Частота вращения вентилятора (мин-1):,.Мощность (кВт), потребная для привода вентилятора:,где ηв – КПД вентилятора, для клепаных вентиляторов ηв = 0,3...0,4. Принимаем 0,35..Расчет насоса охлаждающей жидкости.Расчетная подача водяного насоса (л/с):,где ηн – коэффициент подачи, учитывающий возможность утечки жидкости из напорной полости во всасывающие, (0,8...0,9). Принимаем 0,85..Радиус r1 (м) входного отверстия крыльчатки насоса:,где r0 – радиус ступицы крыльчатки (12...30 мм). принимаем 20 мм; С1 – скорость жидкости на входе в насос (1...2,5 м/с), принимаем С1 = 1,75 м/с..Окружная скорость схода жидкости (м/с):,где α2 и β2 – угол между направлениями С2 и U2, W2 и U2; Рж – давление жидкости, создаваемое насосом, Па: (5...10)·104; ηг – гидравлический КПД насоса (0,6...0,7).Для обеспечения ηг = 0,6...0,7 принимаем α2 = 8...12º, β2 = 32...50º.Принимаем: α2 = 9º, β2 = 42º, ηг = 0,67, Рж = 8,5·104 Па..Радиус крыльчатки на выходе:.Окружная скорость потока жидкости на входе (м/с):,.Угол определяется исходя из того, что угол α1 между векторами скоростей С1 и U1 = 90º:,.На основании полученных данных производится профилирование лопасти. Как правило, лопасти профилируются по дуге окружности. Для этого проводя внешнюю окружность крыльчатки радиусом r2, а внутреннюю – радиусом r1, в произвольной точке В на внешней окружности строим угол β2. От радиуса ОВ строится угол β1 + β2. Через точки В и К проводится линия ВК, которая продолжается до пересечения с окружностью входа (точка А). Из середины отрезка АВ (точка L) проводится перпендикуляр к линии ВЕ (точка Е), а из точки Е – дуга, являющаяся искомым очертанием лопасти.Радиальная скорость схода охлаждающей жидкости (м/с):,.Ширина лопастей на входе b1 и на выходе b2 определяется:;,где z – число лопастей на крыльчатке; δ – толщина лопастей, мм.В существующих конструкциях: z = 4...8; δ = 3...5 мм. Принимаем: z = 6, δ = 3 мм. Тогда имеем:..Мощность (кВт), потребляемая водяным насосом:,где ηм – механический КПД насоса (0,7...0,9)..5.4. Профилирование кулачков распределительного валаМеханизм газораспределения предназначен для своевременного впуска в цилиндр двигателя воздуха и для выпуска отработавших газов. Для лучшего наполнения и обеспечения очистки цилиндров двигателя впускные и выпускные клапаны открываются и закрываются не при положениях поршня в мертвых точках, а с некоторым опережением и запаздыванием. При проектировании клапанного механизма необходимо стремиться к удовлетворению двух противоположных требований: получению максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра и сокращению до минимума массы подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок.Под профилированием понимают определение высоты подъема клапана в зависимости от угла поворота кулачка. Механизм газораспределения двигателя верхнеклапанный с нижним расположением распределительного вала.Средняя скорость поршня: Сп = 11,8 м/с.Скорость газового потока в проходном сечении седла при максимальном подъеме впускного клапана принимается из диапазона 80...100 м/с. Угол предварения открытия впускного клапана φпр = 20º п.к.в, а угол запаздывания закрытия впускного клапана φзп = 56 º п.к.в.Радиус стержня распределительного вала r = 17,5 мм, а зазор между клапаном и коромыслом ∆S = 0,25 мм.Основные размеры проходных сечений в горловине и в клапане.Площадь проходного сечения клапана при максимальном подъеме:,где iкл – число одноименных клапанов на цилиндр (1)..Диаметр горловины клапана:,где Fгор= 1,15Fкл = 1,15·632 = 726,8 мм2 – площадь проходного сечения горловины клапана..Из условия возможного расположения клапанов в головке при верхнем их расположении диаметр головки не должен превышать dгор = (0,38...0,42)D.dгор = 0,38·128 = 48,6 ммОкончательно принимаем dгор = 30 мм.Максимальная высота подъема клапана при угле фаски клапана α = 45º:.Основные размеры впускного клапана.Радиус начальной окружности:rо = r + (1...2,5), мм.rо = 17,5 + 1,5 = 19 мм.Максимальный подъем толкателя:,где lт = 33 мм – длина плеча коромысла, прилегающего к толкателю; lкл = 55 мм – длина плеча коромысла, прилегающего к клапану..Определяем радиус окружности тыльной части кулачка:Протяженность участка сбега:где ωтолк = 0,02 мм/град – скорость толкателя в конце сбега..º.Угловую протяженность других участков ускорения толкателя выбираем из соотношений:,где φро – угол, определяемый по соотношению ....Решив эти уравнения, получим:Вспомогательные величины и коэффициенты закона движения толкателя:где z = 5/8 – принято по рекомендациям для кулачка Курца.где – скорость толкателя в конце сбега.Проверка вычисленных значений коэффициентов:Подъем (перемещение) толкателя к углу поворота кулачка:,где .;;;;;.Здесь;;;;,где.Определяем скорость толкания:,где ωк – угловая скорость вращения кулачкового вала; ..;;;;;;;;;;.Ускорение толкателя определяем по следующим формулам:.;;;;;;;;;;;.Минимальный и максимальный радиусы кривизны безударного кулачка:;6. Расчет прочности деталей двигателя6.1. Статический расчет на прочностьПредварительная оценка правильности выбора размеров шеекПримем Допускаемые значения удельных давлений на шатунные шейки:Примем Допускаемые значения удельных давлений на коренные шейки:6.2. Расчет коленчатого вала на усталостную прочность1. Расчет запаса прочности коренной шейкиВ общем случае шейка подвергается изгибу и кручению, но так как ее длина небольшая, расчет можно выполнять только по напряжениям кручения.Запас прочности по напряжениям не более 2-3%.Наиболее нагруженная шейка (3-я):3708 Н*м; -1069 Н*м;Момент сопротивления кручению:где размер внутренней полости шейки;Касательные напряжения:Амплитудное и среднее напряжения:В качестве материала для коленвала выбираем Сталь 40ХНМА:Коэффициент запаса прочности при ассиметричном цикле: где – коэффициент динамического усиления, для i=4 6.3. Расчет запаса прочности шатунной шейкиРасчет ведется отдельно по запасам прочности на изгиб и кручение, а затем определяется общий запас прочности.Расчет на кручение: (0.55 = 49,5 мм);Момент сопротивления кручению:Наиболее нагруженная шейка – 3-я:3675 Н*м; -1045 Н*м;Касательные напряжения:Амплитудное и среднее напряжения:В качестве материала для коленвала выбираем Сталь 40ХНМА:Коэффициент запаса прочности при ассиметричном цикле: где – коэффициент динамического усиления, для i=4 .Расчет шейки на изгиб:Расчет прочности шейки выполняется для сечения, в котором расположено масляное отверстие. Схема расчета значительно упрощается, если колено симметричное (, если отверстие располагается вертикально/горизонтально относительно кривошипа, и если центробежными силами щек и противовесов пренебречь и не вводить их в расчет.Расположение масляного отверстия - 90°,80 мм;1757,2 Н*м; = -717,2 Н*м;Нормальные напряжения:Амплитудное и среднее напряжения:Коэффициент запаса прочности на изгиб по нормальным напряжениям при асимметричном цикле:Общий запас прочности:допустимые значения для быстроходных форсированных двигателей: 6.3. Расчет прочности деталей шатунной группыРасчет шатуна сводится к определению характерных напряжений, деформаций и запасов прочности в поршневой головке, стержне, кривошипной головке и в шатунных болтах.Расчет поршневой головки шатуна. Рисунок6.1. Схема поршневой головки шатунаРасчет выполняется по упрощенной схеме на усталостную прочность. Головка принимается симметричной, цилиндрической, постоянной толщины.Внешний радиус головки: Внутренний радиус головки: Радиус перехода от головки к стержню:Cредний радиус поршневой головки: Ширина стержня шатуна: Центральный угол между осью симметрии головки и линией, соединяющей центр поршневой головки и точку сопряжения радиусов R и r:Толщина головки: h = Высота сечения головки: h = Длина верхней головки шатуна: 48 мм;Внутренний диаметр головки: Модуль упругости 1 рода стали: Масса поршневого комплекта: 3,96 кг;Угловая скорость вращения коленчатого вала:Угол заделки от вертикали до сопряжения со стержнем (град): Угол до расчетного сечения (рад): Верхняя часть поршневой головки шатуна нагружена силой инерции комплекта поршня, максимальное значение которой достигается при положении поршня в ВМТ:Принимаем, что давление от этой силы равномерно распределяется по верхней части поршневой головки.Рисунок 6.2. Силовая расчетная схема поршневой головки шатунаНапряжения растяжения определяются для случая криволинейного бруса, жестко закрепленного по концам. Головка, опирающаяся на стержень, принимается абсолютно жесткой.Отсекая половину головки, заменяем ее действие нормальной силой N и изгибающим моментом М. Начальные значения в вертикальном сечении А-А ( равныИзгибающий момент и нормальная сила для участка AB (0-90°):Для участка BC (90-):Наибольшие напряжения возникают при bhMNσPнσPвa град00,00805,615,636,9519,70,0000,00805,5515,636,8919,795,0000,00805,4115,6136,7220,0610,0000,00805,1815,6236,4420,4815,0000,00804,8515,6436,0521,1120,0000,00804,4315,6635,5321,8925,0000,00803,9415,6834,9322,7930,0000,00803,3415,7134,223,9135,0000,00802,6915,7533,4225,1440,0000,00801,9615,7832,5226,4845,0000,00801,1515,8231,5427,9950,0000,00800,315,8730,5229,5955,0000,0080-0,6215,9129,3931,360,0000,0080-1,5915,9628,2133,1165,0000,0080-2,5816,0127,0134,9570,0000,0080-3,6216,0625,7436,8975,0000,0080-4,6816,1224,4638,8880,0000,0080-5,7616,1723,1440,8885,0000,0080-6,8416,2221,8242,8990,0000,0080-6,716,222242,6495,0000,0080-4,0916,0925,1837,78100,0000,00800,9615,8331,3128,35105,0000,00808,4215,4640,3914,45110,0000,008018,2214,9752,31-3,82115,0000,008020,4414,8655,01-7,96116,0020,008025,1814,6260,77-16,8118,0040,008230,2914,3666,98-26,34120,0060,008435,7314,0973,6-36,47122,0080,008641,5213,880,64-47,27124,00100,009047,6313,4988,06-58,67126,00120,009554,0913,1795,93-70,71128,00140,010260,8512,83104,15-83,31130,00160,011067,9312,47112,75-96,52132,00180,012275,3212,1121,73-110,3134,00200,01388311,72131,08-124,61136,00220,016890,9711,32140,78-139,47138,00Напряжения в поршневой головке прямоугольного сечения (на внешней и внутренней поверхности):На наружной поверхности и коэффициенты жесткости, учитывающие снижение нагрузки на головку из-за жесткости втулки);на внутренней поверхностиРисунок 6.3. Распределение напряжений в поршневой головке(Для головок из стали 6.4. Расчет напряжений в поршневой головке от силы, сжимающей шатунСжимающая шатун сила имеет максимальное значение в момент наибольшего значения газов в цилиндре и равна разности силы давления газов на поршень и силы инерции поршневого комплекта, максимум значения этой силы – при положении поршня в ВМТ:Распределение давлений от этой силы на нижнюю часть головки:Рисунок 6.4. Расчетная схема поршневой головки при действии сжимающей силыПринимая, что головка заделана в сечении С-С, в месте перехода ее на стержень, и что участок головки между заделками (со стороны стержня шатуна) не деформируется, найдем изгибающий момент и сжимающую силу:Для участка AB:из графика Для участка BC:Напряжения на внутренней и внешней поверхности поршневой головки прямоугольного сечения (наибольшие напряжения от сжимающих сил возникают в местах перехода головки в стержень (:На внутренней поверхности = На наружной поверхности(Для головок из стали 6.5. Расчет напряжений в поршневой головке от запрессовки втулки и от нагрева головкиΔ – величина монтажного натяга втулки в головку; возьмем Δ=0.0015d = 0.0015*0.032 = 48*10-6 м (d – внутренний диаметр головки); термический коэффициент расширения материала головки (сталь); – термический коэффициент расширения материала втулки (бронза);повышение температуры головки при работе двигателя;величина натяга, получающегося вследствие разности температурных коэффициентов расширения материалов головки и втулки; коэффициент Пуассона.Удельное давление втулки на внутреннюю поверхность головки:(Напряжения на внешней поверхности головки:Напряжения на внутренней поверхности головки:Общий запас прочности верхней головки шатуна:где предел упругости стали при симметричном цикле нагружения;Допускаемые запасы прочности: n=[3..5];Величина деформации головки под действием растягивающей силы :где ;Давление между втулкой и поршневым пальцем от сил 9765 МПа = 976,5 бар; у современных двигателей k = 500..1000 бар.6.6. Расчет стержня шатунаСтержень работает на усталость в условиях знакопеременных нагрузок по ассимметричному циклу: разрывается силами инерции поступательно движущихся масс, расположенных над расчетным сечением, и сжимается в момент сгорания силой, равной разности силы давления газов и силы инерции.Максимальная сила, сжимающая стержень шатуна:,где максимальная сила давления газов, сила инерции поступательно движущихся масс.Максимальная растягивающая сила (при положении поршня в ВМТ):Максимальное напряжение сжатия: ,где k=1.15 – коэффициент, учитывающий влияние изгиба, минимальная площадь сечения стержня шатуна;Минимальное напряжение растяжения:Амплитуда напряжений:Среднее напряжение:Запас прочности:,где коэффициент концентрации напряжений, допускаемые запасы прочности шатуна [n]:N=[2.0...2.5].Расчет крышки кривошипной головки шатунаДопущения при расчете:Стык между крышкой и шатуном не раскрывается, т.е. головка считается неразъемной;Сечение головки предполагается постоянным и равным среднему сечению крышки;Средний диаметр головки считается равным расстоянию между шатунными болтами “C”;Рисунок 6.5. Расчетная схема нижней головки шатунаРаспределение давлений от растягивающей силы принимается косинусоидальным;Место заделки считается расположенным под углом к горизонтальной оси;Вкладыши деформируются совместно с головкой.Расчетное усилие P – силы инерции всех движущихся масс, за исключением массы самой крышки:Исходные данные:Диаметр шатунной шейки Длина среднего сечения крышки Толщина среднего сечения крышки Длина среднего сечения вкладыша Толщина среднего сечения вкладыша Площадь и момент инерции среднего сечения крышки:Площадь и момент инерции среднего сечения вкладыша:Момент сопротивления изгибуРасстояние между осями шатунных болтов Напряжения изгиба в среднем сечении крышки:Допускаемые напряжения изгиба:100..150 Мпа – для автотракторных двигателей;250 Мпа – для быстроходных форсированных двигателей.Уменьшение диаметра кривошипной головки шатуна за счет деформации во время работы:Зазор между вкладышем и шатунной шейкой м (6.7. Расчет шатунных болтовВ двигателях шатунные болты подвергаются действию переменных нагрузок. Основную нагрузку составляют сила инерции поступательно движущихся частей и центробежная сила инерции массы вращающейся части шатуна за вычетом массы крышки:Также нагрузку составляет сила затяжки болта которая по условию нераскрытия стыка должна быть больше основной нагрузки:Напряжения от внешней нагрузки P:где коэффициент внешней нагрузки (учитывает компенсацию нагрузки податливостью болта и соединяемых деталей), минимальная площадь поперечного сечения нарезанной части болта, определяемая по внутреннему диаметру резьбы Напряжения растяжения при затяжке где i-число болтов; для углеродистых сталей для стали 50ХН4МА что удовлетворяет требованиям;Суммарные напряжения На стержень болта при его затяжке действует скручивающая нагрузка , возникающая за счет трения в резьбе болта и гайки:где коэффициент трения в резьбе, наружный диаметр резьбы;Касательное напряжение от кручения в нарезанной части болта:Запас статической прочности по пластическим деформациям:допускаемый запас статической прочности [В процессе работы резьбового соединения напряжения от затяжки остаются постоянными, и к ним добавляются переменные напряжения от изменяющейся внешней нагрузки. Амплитуда переменных напряжений в резьбовой части болта:Запас усталостной прочности:где предел усталости материала болта при симметричном цикле, эффективный коэффициент концентрации напряжений.Допускаемые запасы усталостной прочности [6.8. Расчет прочности поршневого пальцаРисунок 6.6. Силовая схема поршневого пальцаРасстояние между бобышками: b = 0.51D = 0.51*128 = 65 мм;Модуль Юнга: E = 2.2* Па;Опорная длина подшипника: a = 46 мм;Внутренний диаметр пальца:Диаметр пальца: Длина пальца Отношение внутреннего диаметра пальца к наружному Максимальное усилие, с которым палец прижимается к бобышкам поршня:,где сила инерции поршневого комплекта без поршневого пальца:Под воздействием этой нагрузки в пальце возникают напряжения от переменного изгиба, среза и овализации. Материал пальца работает на усталость. Закон распределения нагрузки по длине пальца зависит от соотношения жесткости пальца и поршня, от зазора в бобышках и толщины масляного слоя, влияние которых на степень защемления пальца в бобышках учесть трудно. Близкие к экспериментальным данным значения дает следующий расчет:Максимальное напряжение изгиба в среднем сечении пальцаДопускаемые напряжения для поршневых пальцев из легированных сталей форсированных двигателей Напряжения среза в пальцегде f – площадь поперечного сечения пальца:Максимальная срезывающая сила действует на поршневой палец в сечениях, расположенных между бобышками и головкой шатуна.Максимальное касательное напряжение в этих сечениях для форсированных двигателей Допускаемые напряжения для пальцев из легированной стали 120..250 МПа;Определение напряжений в поршневом пальце, возникающих от овализации поршневого пальца:Рисунок 6.7. К расчету поршневого пальца: a – схема нагружения пальца; б – эпюры нагрузок от овализацииНапряжения на внешней поверхности поршневого пальца в горизонтальном сечении (Напряжение на внутренней поверхности поршневого пальца в горизонтальном сечении (Напряжение на внешней поверхности поршневого пальца в вертикальном сечении (Напряжение на внутренней поверхности поршневого пальца в вертикальном сечении (Для форсированных двигателей Поперечные деформации пальца зависят от . Наибольшее увеличение горизонтального внешнего диаметра пальца в средней его части в направлении, препендикулярном к оси цилиндра, или максимальная овализация, Обычно Основным критерием оценки износостойкости поршневого пальца являются наибольшие удельные давления на опорную поверхность пальца в шатуне и на бобышки поршня где длина опорной поверхности пальца в шатуне; Допускаемые значения для легких быстроходных форсированных двигателей 50...90 МПа;где длина опорной поверхности пальца в бобышке; Допускаемые значения для алюминиевых сплавов 25..30 МПа.ЗАКЛЮЧЕНИЕДипломная работа была посвящена проектированию и разработке конструкции автотракторному дизелю мощностью 450 кВт, предназначенного для установки на автотракторную технику. В проекте приведены: прочностной расчет основных деталей двигателя, динамический расчет, анализ уравновешенности и проектирование системы охлаждения и смазывания. Эти расчеты хоть и носят приближённый характер, но предварительно можно сделать вывод, что данный двигатель обеспечивает работоспособность, надёжность и соответствует современному уровню мирового двигателестроения. Таким образом, требования задания выполнены, и проект можно считать оконченным.СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫРумянцев В.В. Динамический расчет поршневых ДВС: учеб. Пособие / В.В. Румянцев. – СПб.:Изд-во Политехн. ун-та, 2017. – 78 с.Галышев Ю.В. Теория рабочих процессов в ДВС. Расчет рабочего цикла и газообмена в ДВС: учебное Пособие / Ю.В. Галышев. – СПб.:Изд-во Политехн. ун-та, 2013. – 196 с.Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей / Под ред. А.С.Орлина, М.Г. Круглова. М.: Машиностроение, 2010.283с.Кодчин Л.И., Демидов В.II. -3-е изд. перераб и доп. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. М.: Высш. шк., 2012.496 е.:ил.Румянцев В.В. Конструкция и расчет двигателей внутреннего сгорания: Учеб. пособие. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2004. – 277с.Дьяченко Н.Х., Харитонов Б.А., Петров В.М. и др. Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания: Учебник для вузов под ред. Дьяченко Н.Х. – Л: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1979. – 392 с.,ил.Алексеев В.П., Иващенко Н.А., Ивин В.И. и др. Двигатели внутреннего сгорания: Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей.: Учебник для студентов втузов, обучающихся поспециальности «Двигатели внутреннего сгорания» под ред. Орлина А.С., Круглова М.Г. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980. – 288 с., ил.Батурин С.А., Синицин В.А. Уравновешенность ДВС в примерах и задачах: Учебное пособие /Алт. политехн. ин-т им Ползунова И.И./ –Барнаул: Б. и. ,1990. – 88с.Исаков Ю.Н., Костин А.К., Ларионов В.В. Расчет рабочего цикла и газообмена в поршневых ДВС: Пособие по курсовому проектированию под ред. Дьяченко Н.Х.– Л.: Изд-во ЛПИ имени Калинина М.И., 1977. – 81сДьяченко Н.Х. Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы. – Л.: Машиностроение, 1974. – 551с.Румянцев В.В. Динамика двигателей: учеб. Пособие / В.В. Румянцев, А.А. Сидоров, А.Ю. Шабанов. – СПб.:Изд-во Политехн. ун-та, 2012. – 247 с. – (Энергетика в Политехническом университете)