2.9 Построение индикаторной диаграммы

По методике, представленной в [2], построили графическим методом индикаторную диаграмму проектируемого 6 цилиндрового двигателя.

Для построений вычислили значения следующих величин:

; (2.52)

;

= ; (2.53)

= ;

= ; (2.54)

= ;

; (2.55)

;

; (2.56)

где λ – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; λ = 0,23.

Из начала координат под углом =15 к горизонтальной оси проводим луч ОК, угол обычно выбираем из интервала 15...20.

Под углами =2048’ и =1920’ к вертикальной оси проводим лучи ОМ и ОN.

Для построения политропы сжатия из точки C проводим горизонтальную линию до пересечения с вертикальной осью. Из полученной точки под углом 45 проводим прямую линию до пересечения с лучом ОМ, а из полученной точки пересечения – горизонтальную линию. Затем из точки C опускаем перпендикуляр к горизонтальной оси до пересечения с лучом ОК. Из полученной точки проводим прямую линию под углом 45 к вертикали до пересечения с горизонтальной осью, а из этой точки восстанавливаем перпендикуляр к горизонтальной оси до пересечения с ранее проведенной горизонтальной линией. Полученная точка принадлежит политропе сжатия. Последующие точки политропы сжатия находим аналогичным построением, но за начальную берем точку, полученная перед этим.

Указанные построения повторяем до получения требуемого числа точек политропы сжатия. Точки соединяем плавной кривой, образующей политропу сжатия индикаторной диаграммы.

Построение политропы расширения производим аналогично построению политропы сжатия.

Из точки Z проводим горизонтальную линию до пересечения с вертикальной осью, из точки их пересечения под углом 45 к вертикали проводим прямую линию до пересечения с лучом ОN, а из этой точки проводим горизонтальную линию до пересечения с продолжением вертикальной линии, полученной при нахождении аналогичной точки политропы сжатия. В месте пересечения этих линий получаем точку, принадлежащую политропе расширения.

Подобным образом строим следующие точки политропы расширения, выбирая каждый раз за начальную точку последнюю, полученную при предыдущем построении. Затем все точки соединяем плавной кривой, образующей политропу расширения.

После построения политроп сжатия и расширения производим скругление индикаторной диаграммы с учетом предварения открытия выпускного клапана, опережения зажигания и скорости нарастания давления, а также наносим линии впуска и выпуска.

Для этой цели под горизонтальной осью проводим на пути поршня S, как на диаметре, полуокружность радиусом S/2. Из центра полуокружности О' в сторону нижней мертвой точки (н.м.т.) откладываем отрезок О'О₁ мм, длиной 6,4 мм.

Из точки под углом (угол опережения открытия выпускного клапана), проводим луч . Полученную точку , соответствующую открытию выпускного клапана, сносим на политропу расширения (точка b').

Луч проводят под углом , соответствующем углу опережения зажигания ( = 20...30), а точку сносим на политропу сжатия, получая точку d'. Положение точки с'' (действительное давление в конце такта сжатия) определяем как , а положение точки z' (действительное максимальное давление цикла) определяется по . Точка b'' располагается между точками b и а. Затем проводим плавную линию d'c''z' изменения кривых сжатия и сгорания в связи с углом опережения зажигания и линию – в связи с предварением открытия выпускного клапана.

Далее проводим линии впуска и выпуска, соединяя их в точке r. В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму.

Индикаторная диаграмма дизельного двигателя, полученная в результате построения, приведена на первом листе графической части.

3 Расчет и построение внешней скоростной характеристики

Внешней скоростной характеристикой двигателя называется зависимость основных параметров двигателя (эффективная мощность N_е, эффективный крутящий момент М_е, часовой расход топлива G_T, удельный эффективный расход топлива g_e, коэффициент наполнения η_v) от частоты вращения коленчатого вала двигателя при полностью выдвинутой рейке топливного насоса на максимальную подачу топлива. График крутящего момента и выходной мощности двигателя прототипа представлена на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 – График крутящего момента и выходной мощности двигателя автомобиля Dodge Ram II 5.9 TD MT

По внешней скоростной характеристике определяются максимальные мощностные параметры двигателя и минимальные удельные параметры. Также по внешней скоростной характеристике определяется коэффициент приспособляемости двигателя, равный отношению максимального эффективного момента М_еmax к моменту при максимальной мощности М_enom:

; (3.1)

;

Основные параметры двигателя в зависимости от угловой скорости вращения коленчатого вала определяются по эмпирическим формулам.

Текущее значение эффективной мощности N_еx, кВт, равно:

. (3.2)

Текущее значение эффективного крутящего момента М_еx, кНм, равно:

= . (3.3)

Текущее значение часового расхода топлива G_Tx, кг/ч, равно:

= . (3.4)

Текущее значение удельного эффективного расхода топлива g_ex, г/(кВтч), для дизельного двигателя с неразделенными камерами равно:

= . (3.5)

В качестве примера представим расчет по формулам (3.2) – (3.5) для значения угловой скорости вращения ω_x вращения коленчатого вала:

;

;

= ;

;

.

Для остальных значений ω_x расчеты выполнялись аналогично, результаты расчетов сведены в таблицу 3.1. Кроме того, по полученным данным построена внешняя скоростная характеристика проектируемого 6 цилиндрового дизельного двигателя (рисунок 3.1).

Таблица 3.1 – Результаты расчета основных параметров двигателя

№ п/п	Частота вращения по графику nе, мин-1	Коэффициент Кс	Угловая скорость вращения wе, рад/с	Значение крутящего момента, Mе, Нм	Эффективная мощность, Nе, кВт	удельный эффективный расход топлива gе, г/(кВтч)	Часовой расход топлива, Gт, кг/ч
1	2	3	4	5	6	7	8
1	1100	2,8	115,13	1292,41	148,79	319,77	47,58
2	1300	2,8	136,06	1309,71	178,20	309,99	55,24
3	1500	2,8	157	1300,39	204,16	307,39	62,75
4	1700	2,8	177,93	1264,42	224,98	311,97	70,18
5	1900	2,8	198,86	1201,82	239	323,72	77,37

Рисунок 3.1 – Внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя внутреннего сгорания

4 Динамический расчет КШМ с применением ЭВМ

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизмапроектируемого двигателя заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции, что требуется для выполнения расчетов деталей двигателя на прочность и износостойкость, расчета подшипников коленчатого вала, анализа уравновешенности двигателя.

Динамический расчет проводится для номинального режима работы двигателя. В течение каждого рабочего цикла силы, действующие в КШМ, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому расчет необходимо производить для ряда положений коленчатого вала. Для четырехтактного двигателя силы определяются через каждые 30° угла поворота коленчатого вала в диапазоне от 0° до 720°, а в области резкого изменения величин нагрузок (от 360° до 390°) – через 15°. В качестве нулевого выбирается такое положение кривошипа, при котором поршень находится в верхней мертвой точке (в.м.т.) во время такта впуска.

Силы давления газов, действующие на площадь поршня, для упрощения заменяются одной силой Р_Г, направленной вдоль оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца (рисунок 4.1). Сила Р_Г определяется для ряда значений угла  поворота коленчатого вала по действительной развернутой (в координатах Р – ) индикаторной диаграмме.

Построение развернутой диаграммы производится в следующей последовательности. На листе в координатах Р – V (Р – S) изображается полученная в тепловом расчете индикаторная диаграмма; затем правее ее наносится координатная сетка Р – , при этом ось абсцисс  по горизонтали должна располагаться на уровне линии Р₀ свернутой диаграммы (на развернутой диаграмме показывается не абсолютное давление Р_Г, а избыточное давление Р_Г над поршнем).

Дальнейшее перестроение индикаторной диаграммы осуществляется по методу Брикса: под свернутой диаграммой строится вспомогательная полуокружность и определяется центр Брикса . Из центра О', от левой половины основания полуокружности (что соответствует выбранному нулевому положению кривошипа) под требуемыми углами  откладываются вспомогательные лучи, а из центра Брикса О₁ проводятся линии, параллельные этим лучам, до пересечения с полуокружностью. Из найденных точек проводятся вертикали, которые, пересекая диаграмму на участке, соответствующем требуемому такту двигателя, определяют положения поршня, соответствующие заданным углам . Значения давлений в этих точках переносятся на вертикали соответствующих углов  развернутой диаграммы.

Удельная сила давления газов P_Г, МПа, равна:

P_Г =р_Г / F_П = (Р_Г – Р₀) F_П / F_П = Р_Г, (4.1)

где Р_Г– давление газов в любой момент времени, МПа;

F_П – площадь поршня, м². Причем:

F_П = м². (4.2)

Величины Р_Г снимаются с развернутой индикаторной диаграммы для требуемых значений . Соответствующие им силы Р_Г рассчитываются по формуле (4.1). Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала, считаются положительными, а от него – отрицательными (на рисунке 4.1 стрелками указаны положительные и отрицательные направления).

4.1 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

Для упрощения динамического расчета действительный КШМ заменяется эквивалентной системой сосредоточенных масс (рисунок 4.2), которая состоит из массы m_J, совершающей возвратно-поступательное движение и сосредоточенной в точке А, и массы m_R, совершающей вращательное движение и сосредоточенной в точке В.

Сосредоточенные массы m_J, кг, и m_R, кг, определяются по формулам:

m_J = m_П + m_ШП; m_R = m_К + m_ШК, (4.3)

где m_П – масса поршневой группы, кг;

m_ШП – часть массы шатунной группы, сосредоточенная в точке А (на оси поршневого пальца), кг; m_ШП = 0,275 m_Ш;

m_ШК – часть массы шатунной группы, сосредоточенная в точке В (на оси кривошипа), кг; m_ШК = 0,725 m_Ш;

m_К – часть массы кривошипа, сосредоточенная в точке В.

Рисунок 4.2 – Схемы системы сосредоточенных масс, динамически эквивалентной кривошипно-шатунному механизму

Полная масса шатунной группы m_Ш, кг, равна:

m_Ш = m_ШП + m_ШК. (4.4)

Часть массы кривошипа m_К, кг, определяется по формуле

m_К = m_ШШ + 2m_Щ/r, (4.5)

где m_ШШ – масса шатунной шейки с прилегающими частями щек, кг;

m_Щ – масса средней части щеки, заключенная в контуре abсd, центр тяжести которой расположен на расстоянии  от оси вращения вала.

Для приближенного определения значений m_П и m_Ш следует использовать конструктивные массы m_i' (массы, отнесенные к площади поршня), значения которых представлены в [1, таблица 4.1], то есть по формулам:

m_П = m_П' F_П = 250  0,007497≈ 1,874кг;

m_Ш = m_Ш' F_П = 350 0,007497≈2,624 кг. (4.6)

По формуле (4.3) получаем:

m_J = 1,874 + 0,275 2,624_≈2,596 кг.

4.2 Расчет сил инерции

Силы инерции, действующие в КШМ, в соответствии с характером движения приведенных масс (см. рисунок 4.1) подразделяются на силы инерции поступательно движущихся масс Р_J и центробежные силы инерции вращающихся масс K_R.

Значение силы Р_J , Н, определяется по формуле

Р_J = – m_Jj, (4.7)

где j – ускорение поршня, м/с². Причем:

j = r  (cos + λcos 2). (4.8)

Значение силы K_R, Н, определяется по формуле

K_R = – m_Rr . (4.9)

Центробежная сила инерции К_R является результирующей двух сил:

– силы инерции вращающихся масс шатуна К_RШ, Н, равной:

К_RШ = = -1,74 МПа; (4.10)

– силы инерции вращающихся масс кривошипа K_RK, Н, равной:

K_RK = – m_Кr . (4.11)

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Р_J действуют по оси цилиндра и как силы давления газов, являются положительными, если направлены к оси коленчатого вала. Центробежная сила инерции K_R действует по радиусу кривошипа и направлена от оси коленчатого вала.

4.3 Расчет суммарных сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме

Суммарная сила Р, МПа, действующая в КШМ, определяется сложением удельных сил давления газов и возвратно-поступательно движущихся масс:

Р = Р_Г + Р_J. (4.12)

Суммарная сила Р, как и силы Р_Г и Р_J, направлена по оси цилиндра и приложена к оси поршневого пальца (см. рисунок 4.1). Воздействие от силы Р передается на стенки цилиндра перпендикулярно его оси и на шатун по направлению его оси.

4.4 Расчет сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала

Аналитически результирующая сила R_ШШ (рисунок 4.3), действующая на шатунную шейку V-образного двигателя (в случае, если учитывается действие сил со стороны только одного из двух расположенных рядом на шейке шатунов) равна:

R_ШШ = , (4.13)

где Р_К­­– сила, действующая на шатунную шейку по кривошипу. Причем:

Р_К = К + К_RШ. (4.14)

Направление результирующей силы R_ШШ для различных положений коленчатого вала определяется углом (tg= Т / Р_К), заключенным между вектором R_ШШ и осью кривошипа.

4.5 Построение графиков сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме

Графики изменения сил, действующих в КШМ, в зависимости от угла  строятся в прямоугольной системе координат по данным динамического расчета на ЭВМ, полученным с помощью программы DWD4 (см. приложение А).

4.6 Построение диаграммы износа шатунной шейки

На основании полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку коленчатого вала на первом листе графической части построена диаграмма износа, которая дает наглядное представление о характере износа шейки по окружности и позволяет определить местоположение масляного отверстия.

Для упрощения расчета результирующих величин R_ШШ составлена таблица 4.1, в которую занесены значения сил R_ШШi, действующих по каждому лучу, и их сумма.

Таблица 4.1 – Результаты расчета износа шатунной шейки

, град	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
0	2,18	2,18	-	-	-	-	-	-	-	-	-	2,18
30	1,70	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	1,70
60	0,59	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	0,59
90	0,54	0,54	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
120	1,17	1,17	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
150	1,28	1,28	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
180	1,25	1,25	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
210	1,29	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	1,29
240	1,21	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	1,21
270	0,69	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	0,69
300	0,12	0,12	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
330	0,27	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	0,27
360	-	-	-	-	-	-	6,75	6,75	-	-	-	-
375	-	-	-	-	-	7,85	7,85	-	-	-	-	-
390	-	-	-	7,85	7,85	-	-	-	-	-	-	-
420	-	7,86	7,86	-	-	-	-	-	-	-	-	-
450	-	7,91	7,91	-	-	-	-	-	-	-	-	-
480	7,99	7,99	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
510	7,61	7,61	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
540	5,59	5,59	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
570	4,09	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	4,09
600	1,13	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	1,13
630	1,34	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	1,34
660	1,65	1,65	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
690	1,65	1,65	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
720	1,36	1,36	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
	44,7	48,16	15,77	7,85	7,85	7,85	14,6	6,75	-	-	-	14,49

5 Патентно-информационный поиск аналогов заданного типа ДВС

В результате патентно-информационного поиска установили четыре двигателя аналога, основные технические характеристики которых представлены в таблице 5.1.

В результате патентно-информационного поиска установили четыре двигателя аналога, основные технические характеристики которых представлены в таблице 5.1.

Таблица 5.1 – Технические характеристики двигателей-аналогов

Наименование аналога	ДВС TD MT	ДВС 8060-25	ДВС NT133 A	ДВС PHAZER 180T
Число и расположение цилиндров	R6	R6	R6	R6
Рабочий объем, л	24	24,5	25,5	25
Номинальная мощность, кВт	239	235	230	244
Максимальный момент, Нм	1488	1500	1508	1480
Диаметр цилиндра, мм	130	128	135	134
Ход поршня, мм	152	145	154	160
Степень сжатия	18,5	18,6	18	18
Система питания	распред. впрыск	распред. впрыск	распред. впрыск	распред. впрыск

В качестве прототипа выбираем двигатель, который устанавливался на серийные автомобили Dodge Ram II TD MT.

6 Обоснование и выбор механизмов и систем двигателя

Четырехтактный шестицилиндровый дизельный двигатель, расположенный продольно. Двигатель с турбонаддувом (1,25 бар), рядным расположением цилиндров и поршнями, вращающими один общий коленчатый вал, с верхним расположением одного распределительного вала. Газораспределительный механизм – SOHC. Имеет два клапана на цилиндр: 1 впускной и 1 выпускной. Клапаны изготавливаются из легированной стали, головка клапана из жаропрочной высоколегированной стали. Распределительный вал приводится в движение ремнем и управляет клапанами посредством кулачков и коромысел, поворачивающихся на шаровых пальцах. Периодичность замены ремня ГРМ – 60000 км [6].

Система охлаждения предназначена для быстрого прогрева и поддержания рабочей температуры двигателя. Применим жидкостную систему охлаждения. Жидкостная система охлаждения состоит из радиатора, вентилятора, насоса, расширительного бочка, термостата, водяной рубашки в блоке цилиндров и головке блока цилиндров. На рисунке 6.1 представлен двигатель Dodge Ram II TD MT.

Блок цилиндров двигателя Dodge Ram II TD MT отлит из специального высокопрочного чугуна с цилиндрами, расточенными непосредственно в теле блока.

Коленчатый вал отлит из чугуна. В заднем конце коленчатого вала выполнено гнездо под передний подшипник первичного вала коробки передач, по наружному диаметру которого центрируется двухмассовый маховик. Маховик устанавливается на коленчатый вал так, чтобы метка (конусообразная лунка около зубчатого обода маховика) и ось шатунной шейки первого цилиндра находились в одной плоскости и по одну сторону от оси коленчатого вала.

Впускные и выпускные клапаны снабжены по одной пружине, зафиксированной через тарелку двумя сухарями. Шатуны двигателя стальные, кованные. Поршень двигателя отлит из алюминиевого сплава. Поршневые пальцы стальные.

Система питания двигателя с принудительным воспламенением предназначена для приготовления топливно-воздушной смеси требуемого состава и качества, подачи ее к цилиндрам двигателя. Система питания: непосредственный впрыск дизельного топлива под высоким давлением с общей топливно-распределительной рампой “Common Rail” либо “Delphi”. Система впрыска Delphi работает под давлением 1400-1600 бар. Форсунки Delphi требуют регенерации после 100000 км. В ТНВД топливо поступает под низким давлением (5 бар) из встроенного топливоподкачивающего насоса. ТНВД подает топливо в топливораспределительую рампу, давление которой контролируется при впрыске регулятором подачи топлива, а при сливе клапанами форсунок. Таким образом, сглаживаются колебания давления в рампе. Регулятор подачи топлива обеспечивает подачу ТНВД такого количества, которое необходимо для поддержания давления в рампе. Благодаря этому, снижается тепловыделение и улучшается коэффициент полезного действия двигателя.

Система пуска двигателя предназначена для быстрого запуска двигателя путем сообщения коленчатому валу скорости, обеспечивающей нормальное протекание рабочего процесса. Она состоит из аккумуляторной батареи, зажигания и стартера.

Система смазки комбинированная: под давлением и разбрызгиванием. Осуществляется посредством двух роторного шестеренчатого насоса, который всасывает масло из поддона через сетчатый приемник и нагнетает его через фильтр в смазочные каналы, где масло распределяется по коленчатому валу, распределительному валу и вспомогательному валу. Шатунные подшипники снабжаются маслом через внутренние отверстия в коленчатом вале. Внутренние поверхности поршней смазываются из отверстий в нижних головках шатуна. На вал распределителя масло периодически подается из отверстия вспо­могательного вала. Распределительный вал и коромысла снабжаются маслом через трубку-разбрызгиватель, идущую от центрального подшипника распределительного вала.

Применяемое масло Liqui Moly TopTec 4200 5W30 или Shell Helix Ultra AV 0W-30. Периодичность замены каждые 20000-30000 км либо 1 год эксплуатации. По сравнению с предыдущими модификациями данного двигателя у этого, снижена производительность масляного насоса из-за чего часто встречаются случаи преждевременного износа вкладышей и заклинивания коленчатого вала.

Рисунок 6.1 – Двигатель автомобиля Dodge Ram II TD MT

7 Расчет форсунки

По результатам теплового расчёта дизеля и топливного насоса высокого давления определяем диаметр сопловых отверстий форсунки. Исходные данные: действительное давление в конце сжатия p_c = 4,06 МПа; давление в конце сгорания p_z = 7,3 МПа; частота вращения двигателя n = 1900 мин^-1.

Продолжительность подачи топлива в градусах поворота коленчатого вала принимаем равной φ = 18 градусов.

Определяем цикловую подачу:

. (7.1)

Время истечения топлива:

(7.2)

Среднее давление газа в цилиндре в период впрыска:

(7.3)

Среднее давление распыливания принимаем равным р_ф = 38 МПа.

Средняя скорость истечения топлива через сопловые отверстия:

(7.4)

Коэффициент расхода топлива принимаем равным μ_ф = 0,75.

Суммарная площадь сопловых отверстий:

(7.5)

Число сопловых отверстий принимаем равным m = 4.

Диаметр соплового отверстия:

(7.6)

8 Техническая характеристика двигателя

В результате теплового и динамического расчетов, а также проектирования данного6-ти цилиндрового дизельного двигателя с турбо надувом, получены технические характеристики, которые приведены в таблице 8.1.

Таблица 8.1 – Технические характеристики спроектированного двигателя

Параметр	Значение
Тип двигателя	R6
Объем двигателя, л	24,6
Мощность, кВт/ мин-1	239 / 1900
Максимальный крутящий момент, Нм	589,03
Степень сжатия	18
Диаметр цилиндра, мм	164,9
Марка топлива	ДТ-Л-К5, сорт С
Удельный эффективный расход топлива при максимальной мощности, г/(кВтч)	323,72
Часовой расход топлива на режиме максимальной мощности, кг/ч	37,92
Скорость поршня, м/с	10,4
Ход поршня, мм	192,9
Число тактов двигателя	4

Заключение

В результате проведенной работы разработан 6 цилиндровый рядный дизельный двигатель для грузового автомобиля объемом 24,6 литра, рабочий объем цилиндра 4,11 литра и номинальной мощностью 239 кВт. Также в рамках данного курсового проекта был выполнен тепловой и динамический расчет двигателя Eagle 800-325.

Расчетами установлено: давление и температура окружающей среды равны 0,1 МПа и 293 К соответственно; давление остаточных газов равно 0,112 МПа; давление и температура в конце сжатия равны 7,25 МПа и 1042,6 К соответственно; давление и температура теоретические 10,15 МПа и 2126,53 К соответственно; давление и температура в конце процесса расширения 0,46 МПа и 1191,76 К соответственно; теоретическое среднее индикаторное давление 1,29 МПа; среднее эффективное давление 1,02 МПа. Также установлено что удельный эффективный расход топлива равен 323,72 г/(кВтч), часовой расход топлива 37,92 кг/ч. Приняты ход поршня 164,9 мм и диаметр цилиндра 192,9 мм.

По полученным данным построена индикаторная диаграмма разработанного двигателя, внешняя скоростная характеристика и графики давления от действующих сил, которые находятся на первом листе графической части.

По результатам динамического расчета КШМ суммарный крутящий момент двигателя составляет 589,03 Нм, погрешность вычислений – 3,3 %.

Так же по указанию руководителя был рассчитан и спроектирована форсунка который расположен на втором листе графической части.

Список литературы

1 Колчин, А. И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов / А. И. Колчин, В. П. Демидов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 2008. – 496 с.

2 Требования к выполнению технологической и конструкторской документации в курсовом и дипломном проектировании для студентов специальности 1-37 01 06 Техническая эксплуатация автомобилей / Сост. И. С. Сазонов [и др.]. – Могилев : Белорусско-Российский университет, 2012. – 48 с.3 Автомобильные двигатели. Курсовое проектирование: учеб. Пособие / М. Г. Шатров [и др.]. – М.: Академия, 2011. – 256 с.

4 Ерохов, В. П. Системы впрыска дизельных двигателей (конструкция, расчет, диагностика) / В. И. Ерохов. – М. : Горячая линия – Телеком, 2011. – 552 с.: ил.

5 Хрулев, А.Э. Ремонт двигателей зарубежных автомобилей / А.Э. Хрулев. – М.: За рулем, 1999. – 440 с.

6 Чистяков, В. К. Динамика поршневых и комбинированных двигателей внутреннего сгорания: учеб. пособие для машиностроительных вузов специальности «Двигатели внутреннего сгорания» / В. К. Чистяков. – М.: Машиностроение, 1989. – 256 с.: ил.

7 Официальный сайт компании «Superchips» [Электронный ресурс]. – Режим доступа: http://www.Superchips.co.uk. – Дата доступа: 24.05.2020.

8 Методические указания к курсовому проектированию для студентов специальности 1-37 01 06 Техническая эксплуатация автомобилей / Сост. В.А.Ким, О.В. Билык, А. А. Метто. –Могилев: Белорусско-Российский университет, 2013. – 40 с.

9 Официальный сайт компании «24techno-guide» [Электронный ресурс]. – Режим доступа:https://24techno-guide.ru/nasos-forsunka-princip-raboti-i-stroistvo.php. – Дата доступа: 24.05.2020.