Конструкция двигателей внутреннего сгорания

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ  УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО  ОБРАЗОВАНИЯ

«САМАРСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ  УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ АКАДЕМИКА  С.П. КОРОЛЕВА

(НАЦИОНАЛЬНЫЙ  ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)»  (СГАУ)

 

 

Кафедра конструирования  и проектирования

двигателей  летательных аппаратов

 

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому  проекту по дисциплине 

«Конструкция  двигателей внутреннего сгорания»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                                                  Студент: Павлов А.В.

                                                                                  Группа: 2403

                                                                                  Преподаватель: Паровай Ф.В.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Самара 2012

 

 

 

РЕФЕРАТ

 

Курсовой  проект.

Пояснительная записка: страниц - 18, рисунков - 3,  источников - 3.

Графическая часть: 2 листа А1, 2 листа А4.

 

 

ФАЗЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ, ПРУЖИНА  КЛАПАНА, РАСПРЕДВАЛ, ПРОХОДНОЕ СЕЧЕНИЕ, ГОРЛОВИНА, КУЛАЧОК, МАСЛЯНЫЙ НАСОС, МАСЛЯНЫЙ РАДИАТОР, ЦЕНТРИФУГА.

 

 

 

В данной работе проведен расчет газораспределения и системы смазки четырехтактного дизельного двигателя, прототипом которого был двигатель ЯМЗ – 236.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                  

 

 

 

 

                                                                 СОДЕРЖАНИЕ

 

   Введение………………………………………………………………….............

   Расчетно-проектировочная  часть……………………….....................................

   1.Расчет механизма газораспределения  дизельного двигателя……………….

   1.1 Основные размеры проходных  сечений в горловине и клапане………….

   1.2 Основные размеры впускного  кулачка……………………………………..

   1.3 Профилирование безударного  кулачка с роликовым толкателем………...

   2.Расчет пружины клапана………………………………………………………

   3.Расчет распределительного  вала………………………………………………

   4.Расчет элементов системы  смазки…………………………………………….

   4.1 Расчет масляного насоса……………………………………………………..

   4.2 Расчет центрифуги……………………………………………………………

   4.3 Расчет масляного радиатора…………………………………………………

   5.Расчет шатунного подшипника………………………………………………..

   6.Расчет коренного подшипника…………………………………………………

   Список использованных источников…………………………………………….

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Спроектирован двигатель - четырехтактный, схема V – 6. Рассчитан ГРМ, система смазки. Исходные данные взяты из курсовых работ по «Теории ДВС» и «Динамики и Прочности ДВС».

Прототип – Двигатель ЯМЗ – 236.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет газораспределительного механизма

Расчет  газораспределения

Из  теплового расчета имеем: диаметр цилиндра D=132,5 мм, площадь поршня F_П=150,66см², частота вращения при номинальной мощности n_N=2100 об/мин, угловая частота вращения коленчатого вала ω=219,905 рад/с, радиальная частота вращения распределительного вала ω_к=ω/2=219,905/2=109,95 рад/с, средняя скорость поршня v_п.ср=9,7 м/с, скорость смеси в проходном сечении седла клапана при его максимальном подъеме ω_вп=70 м/c.

Механизм  газораспределения верхнеклапанный (1 впускной, 1 выпускной) с нижним расположением распределительного вала.

Основные  размеры проходных сечений в  горловинах и клапанах

Площадь проходного сечения в клапане, исходя из условия неразрывности  потока несжимаемого газа по условной средней  скорости в сечении седла при  максимальном подъёме клапана на режиме номинального числа оборотов, не должна быть ниже значения

 см² ;

Диаметр горловины  клапана:

,

где F_гор = 1,12F_кл = 1,12·20,87717 = 23,38243 см² – площадь проходного сечения горловины клапана.

Из условия возможного расположения клапанов в головке  при верхнем их расположении диаметр  головки не должен превышать d_гор = (0,38...0,42)D.

d_гор = 0,38·132,5 = 52,63 мм

Окончательно принимаем d_гор = 53 мм

 

Максимальная  высота подъема клапана при угле фаски α=45^˚:

 мм

Основные  размеры кулачков для впускных клапанов

Радиус  начальной окружности кулачка принимаем  r₀=25 мм.

Максимальный  подъем толкателя:

h_т.max=h_кл.max∙ l_т/ l_кл = 15,48896∙33/55= 9,293378 мм

 

где l_т=33 мм и l_кл=55 мм – расстояния от опоры до кулачка и клапана, принятые по конструктивным соображениям.

 

Профилирование безударного кулачка с роликовым толкателем

Продолжительность участка сбега кулачка, соответствующего выбору зазора (ΔS) на участках набегания и сбега кулачка:

где ΔS=0,25 мм – величина зазора, включающего в себя температурный зазор и упругие   деформации механизма газораспределения; ω^’ _ток=(0,008 – 0,022) мм/град – скорость толкателя при набегании, принята ω^’ _ток=0,02 мм/град.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения устанавливается  угловая продолжительность каждого  участка ускорений при соблюдении требований закона ускорений безударного  кулачка Курца:

участок положительных ускорений – Ф₁=23^˚30’=0,410152 рад,

первый  участок отрицательных ускорений  – Ф₂=4^˚= 0,069813 рад,

второй  участок отрицательных ускорений  – Ф₃=37^˚=0,645772 рад.

Проверка  принятых величин:

Ф₁+Ф₂+Ф₃-π· φ_ρ0/180=0;

0,410152+0,069813+0,645772-3,14159∙64,5/180=0;

Ф₂/Ф₃=0,069813/0,645772=0,108 – находится в допустимых пределах (0,1…0,25);

(Ф₂+Ф₃)/Ф₁=(0,069813+0,645772)/0,410152=1,745 – находится в допустимых пределах (1,5…3,0).

Определение вспомогательных величин и коэффициентов  закона движения толкателя по формулам (16,24 – 16,26) рекомендации [1]:

z=5/8;

k₁=8·z·(Ф₂/π)²=8·5/8·(0,069813/3,1415926)²=0,002469;

k₂=Ф²₃·(5+z)/6=0,645772²·(5+5/8)/6=0,390957;

k₃=Ф₃·(4+2·z)/3=0,645772·(4+10/8)/3=1,130101;

K₁=k₁+k₂+k₃·Ф₂=0,002469+0,390957+1,130101·0,069813=0,472322;

K₂=k₃+4·z·(Ф₂/π)=1,130101+4·5/8·(0,069813/3,1415926)=1,185656;

с₁₁=( K₁·ω_ток^’’+ K₂·hтmax)/(2· K₁+ K₂·Ф₁)=( 0,472322·1,145916+1,185656·9,293378):

:(2·0,472322+1,185656·0,410152)= 8,078582,

где ω_ток^’’= ω_ток^’·180/π=0,02·180/3,1415926=1,145916;

с₁₂=(с₁₁- ω_ток^’’)·Ф₁/π=(8,078582-1,145916)· 0,410152/3,1415926=0,905097;

с₃₂=(2· с₁₁- ω_ток^’’)/K₂=(2·8,078582-1,145916)/ 1,185656=12,66071;

c₂₁=c₃₂·k₃=12,66071·1,130101=14,30788;

c₂₂=c₃₂·k₁=12,66071·0,002469=0,031259;

с₃₃= c₃₂·k₂=12,66071·0,390957=4,949793;

с₃₁=с₃₂·(1-z)/6·Ф²₃=12,66071·(1-5/8)/6·0,645772 ²=1,897497.

Проверка  вычисленных значений коэффициентов  по формулам (16,23) рекомендации [1]: условия  равенства перемещений:

с₁₁·Ф₁+с₂₁·Ф₂+с₂₂+с₃₃-h_тmax=0;

       8,078582·0,410152 +14,30788·0,069813 +0,020755+4,949793-9,293378=-0,000003277;

с₃₁·Ф₃⁴-с₃₂· Ф₃²+с₃₃=0;

       1,897497·0,645772 ⁴-12,66071·0,645772 ²+4,949793=0,000007306;

условие равенства скоростей:

с₁₁-с₁₂·π/Ф₁- ω_ток^’’=0;

       8,078582-0,905097/0,410152·3,1415926-1,145916=0;

с₂₁+4·с₃₁·Ф₃³-2·с₃₂·Ф₃=0;

       14,30788+4·1,897497·0,645772 ³-2·12,66071·0,645772 =0,0000221;

с₁₁+с₁₂·π/Ф₁-с₂₁-с₂₂· π/2·Ф₂=0;

8,078582+0,905097/0,410152·3,1415926-14,30788-0,031259·3,1415926/2·

       ·0,069813 =0,0000299; 

условия равенства ускорений:

с₂₂·(π/2·Ф₂)²+12·с₃₁·Ф₃²-2·с₃₂=0;

       0,031259·(3,1415926/2·0,069813)²+12·1,897497·0,645772 ²-2·12,66071=-0,000793857.

Полученные  результаты находятся в допустимых пределах, так как несовпадение перемещений  и скоростей в точках перехода одного участка в другой меньше 0,0001, а ускорений – меньше 0,001.

В приведенном ниже расчете безударных кулачков все текущие значения перемещений, скоростей и ускорений толкателя  подсчитываются с точностью до шестого  знака после запятой. Это требование необходимо в целях получения  реального закона движения толкателя  для безударных кулачков.

Выражения для пути, скорости и ускорения  толкателя при безударном кулачке  для различных участков профиля  кулачка приведены ниже.

 

 

Полученные значения перемещений, рассчитанные по вышеприведенным  формулам, сводим в таблицу.

Определяем скорость толкания:

где ω_к – угловая скорость вращения распределительного вала

 

 

 

Ускорение толкателя  определяем по следующим формулам:

Значения ускорения  толкателя, полученные по вышеперечисленным  формулам, сносим в таблицу.

Минимальный и максимальный радиусы кривизны безударного кулачка:

2. РАСЧЕТ  ПРУЖИНЫ КЛАПАНА

 

Из расчёта  газораспределения имеем: частоту  вращения n_p=0,5n_N=1050 об/мин и угловую скорость вращения ω_к=109,9525 рад/с распределительного вала; максимальную высоту подъема впускного клапана h_{кл max}=15,48896 мм; диаметр горловины впускного клапана

d_гор=53 мм; размеры кулачка:  r₀=25 мм,  r_к=24,75 мм; диаграммы подъема, скорости и ускорения толкателя (Рис2.1). Расположение клапанов верхнее с приводом от распределительного вала, размещенного в головке блока. Усилие от кулачка передается непосредственно на толкатель, имеющий плоскую поверхность соприкосновения с кулачком. Материал пружин – пружинная сталь, τ_-1=350 МПа, σ_в=1500 МПа.

 

 

Н,

где - коэффициент запаса;

кг = 397 г – суммарная масса клапанного механизма, - конструктивная масса.

Задаем  характеристику пружины линейную.

Задаем  предварительную деформацию пружины  мм.

Тогда полная деформация мм.

Жёсткость пружины:

кН/м.

Минимальная сила упругости пружины

Н.

Распределение усилий между  наружной и внутренней пружинами:

внутренняя  пружина

Р_{прВ max}=Р_прmax·0,35=555,8·0,35=194,53 Н,

Р_{прВ min}=Р_прmin·0,35=172,998·0,35=60,549 Н,

наружная  пружина

Р_{прН max}=Р_прmax- Р_{прВ max}=555,8-194,53=361,27 Н,

Р_{прН min}=Р_прmin- Р_{прВ min}=172,998-60,549=112,449 Н.

Жесткость наружной и внутренней пружин:

с_прН= Р_{прН max}/ f_max=361,27/22,489=16,064 кН/м,

с_прВ= Р_{прВ max}/ f_max=194,53/22,489=8,65 кН/м,

с= с_прН+ с_прВ=16,064+8,65=24,714 кН/м.

Размеры пружин (приняты по конструктивным соображениям):

диаметр проволоки δ_прН=3,8 мм, δ_прВ=2,4 мм, средний диаметр пружин D_прН=32,5 мм, D_прВ=20,5 мм,

d_вт+ δ_прВ+2=15+2,4+2=19,4 мм< D_прВ=20,5 мм,

D_прВ+ δ_прВ+δ_прН+2=20,5+2,4+3,8+2=28,7 мм< D_прН=32,5 мм,

где d_вт=15 мм – диаметр направляющей втулки клапана.

Число рабочих  витков пружин:

где G=8 МН/см² – модуль упругости второго рода,

полное  число витков пружин:

i_п.Н=i_р.Н+2=3,78+2=5,78,

i_п.В=i_р.В+2=4,45+2=6,45,

длина пружин при полностью открытом клапане:

L_Нmin= i_п.Н· δ_прН+ i_р.Н·Δ_min=5,78·3,8+3,78·0,3=23,098 мм,

L_Вmin= i_п.В· δ_прВ+ i_р.В·Δ_min=6,45·2,4+4,45·0,3=16,815 мм,

L_min= L_Нmin=29,14 мм,

длина пружин при закрытом клапане:

L₀= L_min+h_кл.max=29,14+15,48896=44,63 мм,

длина свободных  пружин:

L_Н.св= L_Нmin+f_max=23,098+22,489=45,59 мм,

L_В.св= L_Вmin+f_max=16,815+22,489=39,304 мм.

Максимальные  и минимальные напряжения в пружинах:

наружная  пружина

где k^’_Н=1,16 определен при D_прН/δ_прН=32,5/3,8=8,553,

внутренняя  пружина

где k^’_В=1,16 определен при D_прВ/δ_прВ=20,5/2,4=8,542.

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

наружная  пружина

τ_m=(τ_max+τ_min)/2=(632,327+196,837)/2=414,582 МПа,

τ_a=(τ_max-τ_min)/2=(632,327-196,837)/2=217,745 МПа,

τ_ак=τ_а· k_τ/(ε_м·ε_п)=217,745·1=217,745 МПа,

так как  концентрация напряжений в витках пружины  учитывается коэффициентом k^’_Н, а k_τ/(ε_м·ε_п)≈1,

внутренняя  пружина

τ_m=(τ_max+τ_min)/2=(852,56+265,366)/2=558,963 МПа,

τ_a=(τ_max-τ_min)/2=(852,56-265,366)/2=293,597 МПа,

τ_ак=τ_а· k_τ/(ε_м·ε_п)=293,597·1=293,597 МПа

Запасы  прочности пружин:

наружная

n_τ=τ_-1/(τ_ак+α_τ·τ_m)=350/(217,745+0,2·414,582)=1,16,

внутренняя

n_τ=τ_-1/(τ_ак+α_τ·τ_m)=350/(293,597+0,2·558,963)=0,86.

Расчет  пружин на резонанс:

наружная

n_сН=2,17·10⁷·δ_прН/( i_р.Н·D²_прН)=2,17·10⁷·3,8/(3,78·32,5²)=20653 1/мин,

n_сН/n_р=20653/1050=19,67≠1, 2, 3…,

внутренняя

n_сВ=2,17·10⁷·δ_прВ/( i_р.В·D²_прВ)=2,17·10⁷·2,4/(4,45·20,5²)=27848 1/мин,

n_сВ/n_р=27848/1050=26,52≠1, 2, 3…,

n_сН/n_р=19,67≠ n_сВ/n_р=26,52.

                   3. РАСЧЕТ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО ВАЛА

 

Из расчета  клапанной пружины и газораспределения  имеем: массы подвижных деталей  механизма газораспределения M_кл=М_т=397 г, мм; угловую скорость вращения распределительного вала рад/с; минимальная сила упругости пружины Н; диаметр горловины впускного клапана мм.

Максимальная  сила от выпускного клапана, действующая  на кулачек:

 

где мм – диаметр тарелки выпускного клапана;

 мм – диаметр тарелки впускного клапана;

 МПа определяется по индикаторной  диаграмме;

 МПа;

Стрела  прогиба распределительного вала

 мм,

 

где МПа – модуль упругости стали;

 мм - длина пролета распределительного вала, принята по конструктивным соображениям;

 мм - наружный диаметр вала;

 мм - внутренний диаметр вала, принятый с учетом его для подвода смазки к кулачкам и сохранения достаточной жесткости.

Величина  прогиба y не должна превышать 0.02 - 0.05 мм.

Напряжение  смятия

 МПа,

где мм - ширина кулачка.

Допускаемые напряжения смятия МПа.

Рис. 3.1 –  Расчетная схема распределительного вала

4. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМЫ СМАЗКИ

4.1 Расчет масляного насоса

 

Общее количество тепла, выделяемого топливом в течение 1с, определяется по данным теплового  расчета  кДж/с.

Количество  тепла, отводимого маслом от двигателя:

 кДж/с.

Теплоемкость  масла  кДж/(кг×К).

Плотность масла  кг/м³.

Температура нагрева масла в двигателе  К.

Циркуляционный  расход масла

 м³/с.

 

Циркуляционный  расход с учетом стабилизации давления масла в системе

 м³/с.

Объемный  коэффициент подачи .

Расчетная производительность насоса

 м³/с.

Модуль зацепления зуба мм = 0.0045 м.

Высота зуба мм = 0.009 м.

Число зубьев шестерни .

Диаметр начальной  окружности шестерни

 мм = 0.0315 м.

Диаметр внешней  окружности шестерни

 мм = 0.0405 м.

Окружная  скорость на внешнем диаметре шестерни м/с.

Частота вращения шестерни (насоса)

 об/мин.

Длина зуба шестерни

 м.

Рабочее давление масла в системе  Па.

Механический к. п. д. масляного насоса .

 

 

Мощность, затрачиваемая  на привод масляного насоса:

 кВт.

4.2 Расчет центрифуги

 

Произвести расчет двухсопловой неполнопоточной центрифуги с гидрореактивным приводом.

Циркуляционный  расход масла в системе  м³/с.

Неполнопоточность центрифуги принимается равной 20%.

Производительность  центрифуги

 м³/с.

Плотность масла  кг/м³.

Коэффициент сжатия струи масла  .

Диаметр сопла  центрифуги мм = 0.002 м.

Площадь отверстия  сопла

 м².

Расстояние  от оси сопла до оси вращения ротора мм = 0.04 м.

Момент сопротивления  в начале вращения ротора Н×м.

Скорость  нарастания момента сопротивления  (Н×м)/(об/мин).

Частота вращения ротора центрифуги в минуту

 об/мин.

Радиус оси  ротора мм = 0.008 м.

Коэффициент расхода масла через сопло  .

Коэффициент гидравлических потерь .

Давление  масла перед центрифугой:

 

 Па =

= 0.33 МПа.

4.3 Расчет масляного радиатора

 

Количество  тепла, отводимого маслом от двигателя, Дж/с.

Коэффициент теплоотдачи от масла к стенке радиатора  Вт/(м²×К).

Толщина стенки радиатора  мм = 0.0002 м.

Коэффициент теплопроводности стенки Вт/(м×К).

Коэффициент теплоотдачи от стенок радиатора  к воде Вт/(м²×К).

Коэффициент теплоотдачи от масла к воде

 Вт/(м²×К).

Средняя температура  масла в радиаторе  К.

Средняя температура  воды в радиаторе  К.

Поверхность охлаждения масляного радиатора, омываемая  водой:

 м².

5. РАСЧЕТ ШАТУННОГО ПОДШИПНИКА

На основании  данных расчета шатунного подшипника имеем: диаметр шатунной шейки  мм; рабочая ширина шатунного вкладыша мм; среднее удельное давление на поверхности шейки МПа; частота вращения коленчатого вала об/мин.

Диаметральный зазор

 мм.

Относительный зазор

.

Коэффициент, учитывающий геометрию шатунной шейки:

.

 

Минимальная толщина масляного слоя

 мм,

где Н×с/м² – принят при К (подшипник залит свинцовистой бронзой).

 

Величина  критического слоя масла

 мм,

где - величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования, мм; - величина неровностей поверхности вкладыша после алмазного растачивания, мм.

Коэффициент запаса надежности подшипника

.

 

6. РАСЧЕТ КОРЕННОГО ПОДШИПНИКА

На основании  данных расчета коренного подшипника имеем: диаметр коренной шейки  мм; рабочая ширина коренного вкладыша мм; среднее удельное давление на поверхности шейки МПа; частота вращения коленчатого вала об/мин.

Диаметральный зазор: мм.

Относительный зазор: .

Коэффициент, учитывающий геометрию шатунной шейки: .

Минимальная толщина масляного слоя

 мм,

где Н×с/м² – принят при К (подшипник залит свинцовистой бронзой).

Величина  критического слоя масла:

 мм,

где - величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования, мм; - величина неровностей поверхности вкладыша после алмазного растачивания, мм.

Коэффициент запаса надежности подшипника

.

7. Описание конструкции

К основным особенностям конструкции данного двигателя относятся :

1) угол развала цилиндров, равный 90°;

2) две взаимозаменяемые головки  блока цилиндров;

3) полноопорный коленчатый вал с общей шатунной шейкой для каждой пары шатунов;

4) центрально расположенный распределительный  вал системы газораспределения  и качающиеся 

5) роликовые толкатели привода  клапанов;

6) топливная аппаратура разделенного  типа.

 

Характерной особенностью двигателя является также рациональное размещение агрегатов, что в сочетании с простотой конструкции делает их доступными при эксплуатации и для ремонта. Практически узлы и детали, обслуживание которых обязательно в процессе эксплуатации, расположены в доступных местах преимущественно в передней части двигателя и в развале цилиндров.

 

В передней части двигателя на крышке шестерен распределения размещены  водяной насос, вентилятор системы  охлаждения и щуп для контроля уровня масла в поддоне.

Водяной насос и насос гидроусилителя руля, для установки которого предусмотрена  специальная площадка на крышке шестерен распределения, приводятся в действие ремнем непосредственно от шкива  коленчатого вала двигателя. В верхней  передней части двигателя расположены  фильтр тонкой очистки топлива, компрессор пневмотормозов и генератор системы  электрооборудования, которые крепятся к верхней крышке блока. Генератор  и компрессор приводятся в действие ремнем от шкива, установленного на валу вентилятора. Натяжное устройство привода  компрессора крепится к правой стороне  кронштейна передней опоры двигателя.

 

На переднем торце блока цилиндров  с левой стороны размещены  фильтры грубой и тонкой (центробежной) очистки масла. Узлы и агрегаты двигателя  размещены в блок-картере. К переднему торцу блока болтами крепится литая корытообразная крышка шестерен газораспределения и привода агрегатов. В полости между крышкой и передней стенкой блока расположены передний противовес системы уравновешивания двигателя, шестерни привода вентилятора, топливного насоса и газораспределения, находящиеся в зацеплении с шестерней коленчатого вала. От шестерни коленчатого вала приводится в действие также масляной насос, закрепленный на крышке переднего коренного подшипника.

 

Снизу блок-картер закрыт поддоном, который  одновременно служит емкостью системы  смазки двигателя. С правой стороны  нижней части блок-картера на специальных постелях установлен электростартер для пуска двигателя. На привалочную плоскость каждого ряда цилиндров устанавливают взаимозаменяемые головки цилиндров. В головках цилиндров располагаются клапан­ный механизм системы газораспределения и форсунки. Полости клапанных механизмов в головках закрываются штампованными стальными крышками, одна из которых имеет маслоналивной патрубок, служащий для заливки масла в двигатель.

 

На боковых поверхностях головок  с наружной стороны крепятся выпускные  трубопроводы, а со стороны развала - впускные трубопроводы и водоотводящие  трубы. На передних концах водоотводящих  труб установлены термостаты системы  охлаждения двигателя. Полости коробок  термостатов соединены с полостью всасывания водяного насоса специальными трубами, обра­зующими при закрытых термостатах малый круг циркуляции охлаждающей жидкости.

 

Впускные трубопроводы объединены переходником, на котором установлен воздушный фильтр. В развале цилиндров  размещен топливный насос, высокого давления в сборе с регулятором  числа оборотов, топливоподкачивающим насосом и автоматической муфтой опережения впрыска топлива.