Автомобиль. Рабочие процессы и экологическая безопасность двигателя

МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

СЕВЕРО — ЗАПАДНЫЙ ЗАОЧНЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

КАФЕДРА АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА

КУРСОВАЯ РАБОТА

ПО ДИСЦИПЛИНЕ РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ И
ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ БЕЗОПАСНОСТЬ
АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

ВЫПОЛНИЛ СТУДЕНТ III КУРСА ФАКУЛЬТЕТА ЭМ и АП
СПЕЦИАЛЬНОСТЬ 2401 ШИФР ____________

= . . =

РУКОВОДИТЕЛЬ РАБОТЫ = А. Д. ИЗОТОВ =

г. ЗАПОЛЯРНЫЙ
1998 г.

ВведенИЕ Стр.3

2. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ВЫБОР АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ Стр.4.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ. Стр.5

ПРОЦЕСС ВПУСКА Стр.6
ПРОЦЕСС СЖАТИЯ Стр.6
ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ Стр.6
ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ Стр.7
ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ. Стр.7
ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ . Стр.8
ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Стр.9

ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ. Стр.10

КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА. Стр.10
ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Стр. 12
РАСЧЕТ РАДИАЛЬНОЙ (N) , НОРМАЛЬНОЙ (Z) И ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ СИЛ ДЛЯ ОДНОГО ЦИЛИНДРА. Стр.13
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И

СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА. Стр.17

ВЫВОДЫ. Стр.18
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ. Стр.19

ВВЕДЕНИЕ .

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства.
В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей .
Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства , обусловили необходимость создания специализированных моторных заводов . Успешное применение двигателей внутреннего сгорания , разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания .
Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей , знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания .
Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить предполагаемые показатели цикла , мощность и экономичность , а также давление газов , действующих в надпоршневом пространстве цилиндра , в зависимости от угла поворота коленчатого вала . По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диметр цилиндра и ход поршня ) и проверить на прочность его основные детали .

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ .

По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет , по результатам расчета построить индикаторную диаграмму , определить основные параметры поршня и кривошипа . Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма определить радиальные , тангенциальные , нормальные и суммарные набегающие силы действующие на кривошипно-шатунный механизм . Построить график средних крутящих моментов .
Прототипом двигателя по заданным параметрам может служить двигатель ЗИЛ-164 .

ТАБЛИЦА 1. Параметры двигателя .

Номинальная мощность КВт.
Число цилиндров
Расположение цилиндров .
Тип двигателя .
Частота вращения К.В.
Степень сжатия .
Коэффициент избытка воздух

90
6
Рядное .
Карбюратор.
5400
8,.2
0,95

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ .

При проведении теплового расчета необходимо правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты , входящие в некоторые формулы . При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели , характеризующие условия работы двигателя .

ТОПЛИВО
Степень сжатия  = 8,2 . Допустимо использование бензина АИ-93 ( октановое число = 8190 ) . Элементарный состав жидкого топлива принято выражать в единицах массы . Например в одном килограмме содержится С = 0,855 , Н = 0,145 , где От — кислород ; С- углерод ; Н — водород . Для 1кг. жидкого топлива , состоящего из долей углерода , водорода , и кислорода , при отсутствии серы можно записать С+Н+От = 1 кг .

ПAРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА
Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива . Наименьшее количество кислорода Оо , которое необходимо подвести извне к топливу для полного его окисления , называется теоретически необходимым количеством кислорода . В двигателях внутреннего сгорания необходимый для сгорания кислород содержится в воздухе , который вводят в цилиндр во время впуска . Зная , что кислорода в воздухе по массе 0,23% , а по объему 0,208% , получим теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива
кг.
кмоль.
Действительное количество воздуха , участвующего в сгорании 1 кг. топлива при =0,9 lo = 0.9*14.957 = 13.461 кг ; Lo = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива т = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси
М1 = 1/ т + Lo = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль.
При неполном сгорании топлива ( 1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО) , углекислого газа (СО2) , водяного пара (Н2О) , свободного водорода (Н2) , и азота (N2) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,47 (постоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода , содержащихся в продуктах сгорания).
Мсо = 2*0,21*[(1-)/(1+K)]*Lo = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль.
МСО2 = С/12- Мсо = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль.
МН2 = К* Мсо = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль.
МН2О = Н/2 — МН2 = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль.
МN2 = 0,792*Lo = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль.

Суммарное количество продуктов сгорания
М2 = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль.
Проверка М2 = С/12+Н/2+0,792*Lo = 0,855/12+0,145/2+0,792*0,9*0,516 = 0,5117 .
Давление и температура окружающей среды Pk=Po=0.1 (МПа) и Tk=To= 293 (К) , а приращение температуры в процессе подогрева заряда Т = 20о С . Температура остаточных газов Тr = 1030o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле PrN = 1.16*Po = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа) .
, где
РrN — давление остаточных газов на номинальном режиме , nN — частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим
Рr=Р0( 1,035+ Ар10-8 n2)= 0,1(1,035+0,4286710-854002) = 0,1(1,035+0,125)=0,116 (Мпа)

ПРОЦЕСС ВПУСКА .

Температура подогрева свежего заряда Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ТN =10о С .
Тогда

Т = Ат  (110-0,0125n) = 0,23533(110-0,01255400)= 10о С .
Плотность заряда на впуске будет ,
где Р0 =0,1 (Мпа) ; Т0 = 293 (К) ; В — удельная газовая постоянная равная 287 (Дж./кг*град.)  0 = ( 0,1*106)/(287*293) = 1,189 (кг/м3).
Потери давления на впуске Ра , в соответствии со скоростным режимом двигателя
(примем (2+вп)= 3,5 , где  — коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра , вп — коэффициент впускной системы ) ,
Ра = (2+вп)* Аn2*n2*(k /2*10-6) , где Аn = вп/ nN , где вп — средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (вп = 95 м/с) , отсюда Аn= 95/5400 = 0,0176 . k = 0 = 1,189 ( кг/м3) . Ра = (3,5 0,1762540021,18910-6)/2 = (3,50,0003094291600001,18910-6) = 0,0107 (Мпа).
Тогда давление в конце впуска составит Ра = Р0 — Ра = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа).
Коэффициент остаточных газов
, при Тк=293 К ; Т = 10 С ; Рr = 0,116 (Мпа) ; Тr = 1000 K ;
Pa= 0.0893 (Мпа); = 8,2 , получим r = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057.

Коэффициент наполнения (К).

ПРОЦЕСС СЖАТИЯ.

Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37 . Давление в конце сжатия
Рс = Ра n = 0.0893 8.21.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия Тс = Та(n-1) = 340,68,20,37 = 741,918 742 (К).
Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов) mcv’ = 20,16+1,7410-3Тс = 20,16+1,7410-3742 = 21,45 (Кдж/кмольград.)
Число молей остаточных газов Мr = rL0 = 0,950,0570,516=0,0279 (кмоль).
Число молей газов в конце сжатия до сгорания Мс= М1+Мr = 0,473+0,0279= 0,5(кмоль)

ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ .

Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при ( 1) mcв’’ = (18,4+2,6)+(15,5+13,8)10-4Тz= 20,87+28,6110-4Тz = 20,87+0,00286Тz (Кдж/кмольК).
Определим количество молей газов после сгорания Мz = M2+Mr = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля) . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле  = Мz / Mc = 0,5397/0,5 = 1,08 .
Примем коэффициент использования теплоты z = 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz при сгорании топлива в 1 кг. Q = z(Hu-QH) , где Hu — низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., QH =119950(1-) L0 — количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания
QH = 119950(1-0,95) 0,516 = 3095 (Кдж/кг) , отсюда Q = 0,8(42700-3095) =31684 (Кдж/кг). Определим температуру в конце сгорания из уравнения сгорания для карбюраторного двигателя (1)
, тогда получим
1,08(20,87+0,00286*Тz)*Tz = 36636/(0,95*0,516*(1+0,057))+21,45*742
22,4Тz +0,003Тz2 = 86622  22,4 Тz +0,003 Тz2 — 86622 = 0

Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое Рz = Pc**Tz /Tc = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа) . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания Рzд = 0,85*Рz = 0,85*6,524 =5,545 (МПа) . Степень повышения давления  = Рz / Рс = 6,524/1,595 = 4,09

ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ .

С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы расширения n2 = 1,25
Давление и температура в конце процесса расширения
6,524/13,876=0,4701(МПа).2810/1,7=1653 К
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов
1653/ 1,6 = 1037 К . Погрешность составит
= 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия  1,7 .

ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА .

Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле
=1,163 (МПа) . Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным и = 0,96 , тогда среднее индикаторное давление получим рi = 0,96* рi’ = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа) .
Индикаторный К.П.Д. i = pi l0  / (QH 0 v ) = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388 , Qн = 42,7 МДж/кг.
Индикаторный удельный расход топлива gi = 3600/ (QH i ) = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч.

Эффективные показатели двигателя .

При средней скорости поршня Сm = 15 м/с. , при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n=5400 об/мин. , рассчитаем среднее давление механических потерь Рм = А+В* Сm , где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,751 , тогда А=0,0395 , В = 0,0113 , отсюда Рм = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа.
Рассчитаем среднее эффективное давление ре = рi — pм = 1,116-0,209= 0,907 МПа.
Механический К.П.Д. составит м = ре / рi = 0,907/ 1,116 = 0 ,812
Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива
е= i м = 0,388*0,812 = 0,315 ; ge = 3600/(QH е) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч
Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя Vл = 30 Nе / (ре n) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л.
Рабочий объем цилиндра Vh = Vл / i = 2,205 / 6 = 0,368 л.
Диаметр цилиндра D = 2103 Vh(S) = 2*10^3*(0,368/(3,14*75))^(0,5)= 2*103*0,0395 = 79,05 мм. 80 мм.
Окончательно приняв S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит Vл = D2Si / (4*106) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.
Площадь поршня Fп = D2 / 4 = 20096/4 = 5024 мм2 = 50,24 (см2).
Эффективная мощность двигателя Nе = ре Vл n / 30 = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).
Эффективный крутящий момент Ме = (3*104 / )(Ne /n) = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (нм)
Часовой расход топлива Gт = Ne ge 10-3 = 92,2426810-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 .
Удельная поршневая мощность Nn = 4 Ne /iD2 = (4*92,24)/(6*3,14*80*80) =30,6

ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ .

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя , т.е. при Ne=92,24 кВт. И n=5400 об/мин.
Масштабы диаграммы масштаб хода поршня 1 мм. ; масштаб давлений 0,05 МПа в мм.
Величины соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания
АВ = S/Ms = 75/1,0 =75 мм. ; ОА = АВ / (-1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм.
Максимальная высота диаграммы точка Z рz / Mp = 6,524/0,05 = 130,48 мм.
Ординаты характерных точек
ра / Мр = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; рс / Мр = 1,595/0,05 = 31,9 мм. ; рв / Мр = 0,4701/0,05 = 9,402 мм. рr / Мр = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р0 / Мр = 0,1/0,05 = 2 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом

Политропа сжатия Рх = Ра (Vа Vх )n1 . Отсюда Рх / Мр = (Ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1 мм. , где ОВ= ОА+АВ= 75+10,4 = 85,4 мм. ; n1 = 1,377 .

ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия

ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения .
Рх / Мр = Рв (Vв /Vх)n2 , отсюда Рх / Мр = (рв/Мр)(ОВ/ОХ)n2 , где ОВ= 85,4 ; n2 =1.25

Рис.1. Индикаторная диаграмма.

ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ .

Кинематика кривошипно-шатунного механизма .
Sn = (R+)- ( R cos.+cos.)= R[(1+1/)-( cos.+1/ cos.)] , где  =R /  , тогда Sn = R[(1+ /4)-( cos.+ /4 cos.2)] , если =180о то Sn=S — ходу поршня , тогда 75 = R[(1+/4)-(-1+/4)] ; 75 = R[1.0625+0.9375] ; 75 = 2R  R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м.
=R/Lш  Lш = R/= 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к. = 0,25
Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа
Vп = dSn/dt = R( sin + /2sin2) , jn = d2Sn/dt = R2(cos + cos2) ,
Угловую скорость найдем по формуле  = n/30 = 3,14*5400/30 = 565,2 рад/с .

ТАБЛИЦА 4.. Числовые данные определяющие соотношения
1- ( sin + /2sin2) ; 2- (cos + cos2)

Подставив эти значения в формулы скорости и ускорения и подсчитав результаты занесем их в таблицу 5.

ТАБЛИЦА 5. Скорость поршня при различных углах поворота кривошипа.(м/с)


0
30
60
90
120
150
180
210
240
270
300
330

Vп
0
12,89
20,65
21,2
16,06
8,31
0
-8,31
-16,06
-21,2
-20,65
-12,89


360
390
420
450
480
510
540
570
600
630
660
690

Vп
0
12,89
20,65
21,2
16,06
8,31
0
-8,31
-16,06
-21,2
-20,65
-12,89

ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа .


0
30
60
90
120
150
180
210
240
270
300
330

jп
14974
11872
4492
-2995
-7487
-8877
-8985
-8877
-7487
-2995
4492
11872


360
390
420
450
480
510
540
570
600
630
660
690

jп
14974
11872
4492
-2995
-7487
-8877
-8985
-8877
-7487
-2995
4492
11872

Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа .

Рис. 3 График зависимости ускорения поршня от угла поворота кривошипа .

ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ.

Отрезок ОО1 составит ОО1= R/2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС
АС = mj 2 R(1+) = 0,5 Рz = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Рх = 3,262/0,05 = 65,24 мм.
Отсюда можно выразить массу движущихся частей

Рассчитаем отрезки BD и EF
BD = — mj 2 R(1-) = — 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) .
EF = -3 mj 2 R = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа ).  BD= EF

Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.

Силы инерции рассчитаем по формуле Рj = — mj 2 R(cos + cos2)

ТАБЛИЦА 7. Силы инерции .


0
30
60
90
120
150
180
210
240
270
300
330

Рj
-3,25
-2.58
-0,98
0,65
1,625
1,927
1,95
1,927
1,625
0,65
-0,98
-2,58


360
390
420
450
480
510
540
570
600
630
660
690

Pj
-3,25
-2,58
-0,98
0,65
1,625
1,927
1,95
1,927
1,625
0,65
-0,98
-2,58

Расчет радиальной , нормальной и тангенциальной сил для одного цилиндра
Определение движущей силы , где Р0 = 0,1 МПа , Рдв = Рr +Pj — P0 , где Рr — сила давления газов на поршень , определяется по индикаторной диаграмме теплового расчета . Все значения движущей силы в зависимости от угла поворота приведены в таблице 8. Зная движущую силу определим радиальную , нормальную и тангенциальную силы
N= Рдв*tg ; Z = Рдв * cos(+)/cos ; T = Рдв * sin(+)/cos

ТАБЛИЦА 8. Составляющие силы .

По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.5) , нормальной (рис.6) , и тангенциальной (рис.7) сил в зависимости от угла поворота кривошипа .

Рис.5 График радиальной силы N в зависимости от угла поворота кривошипа .

Рис 6. График зависимости нормальной силы от угла поворота кривошипа.

Рис.7. График тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа

ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА .

Алгебраическая сумма касательных сил , передаваемых от всех предыдущих по расположению цилиндров , начиная со стороны , противоположной фланцу отбора мощности , называется набегающей касательной силой на этой шейке . В таблице 10 собраны тангенциальные силы для каждого цилиндра в соответствии с работой двигателя и определена суммарная набегающая тангенциальная сила на каждом последующем цилиндре .
Суммарный набегающий крутящий момент будет  Мкр =  ( Тi) Fп R , где Fп — площадь поршня Fп = 0,005 м2 , ; R= 0,0375 м . — радиус кривошипа . Порядок работы поршней в шести цилиндровом рядном двигателе 1-4-2-6-3-5 .
Формула перевода крутящего момента Мкр =98100* Fп R

Рис. 8. График среднего крутящего момента в зависимости от угла поворота кривошипа.

Определим средний крутящий момент Мкр.ср = ( Мmax + Mmin)/2
Мкр.ср = (609,94+162,2)/2 = 386 н м .

5. ВЫВОДЫ.
В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры рабочего цикла двигателя , по результатам расчетов была построена индикаторная диаграмма тепловых характеристик.
Расчеты динамических показателей дали размеры поршня , в частности его диаметр и ход , радиус кривошипа , были построены графики составляющих сил , а также график суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарных набегающих крутящих моментов.
Шестицилиндровые рядные двигатели полностью сбалансированы и не требуют дополнительных мер балансировки .

6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.

1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. М. Высшая школа, 1980г.;
2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ. М. Машиностроение, 1967г.;
3. ИЗОТОВ А. Д. Лекции по дисциплине «Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей» . Заполярный, 1997г..