где x_S - коэффициент потерь; выбирается в пределах 0,92 - 0,95.
При проектировании двухтактного дизеля в зависимости от требуемой величины наддува применяют одно- или двухступенчатый наддув. При давлении Р_S  0,15 МПа применяют одноступенчатый наддув с механическим приводом компрессора. В качестве компрессора применяют объемный нагнетатель или центробежный компрессор. В этом случае охлаждение наддувочного воздуха не производят. Расчет мощности компрессора и температуры воздуха на входе в дизель производят по формулам (13, 14). Коэффициент полезного действия объемного нагнетателя принимают равным 0,65 - 0,7, а потребляемая мощность N_ПН180 кВт.
При давлении Р_S 0,15 МПа применяют двухступенчатый наддув с охлаждением наддувочного воздуха. Схема воздухоснабжения зависит от конкретных данных и выбирается студентом. Порядок расчета мощности, потребляемой компрессорами, и температуры на входе в дизель аналогичен описанному выше для четырехтактного дизеля. Следует учесть, что общая степень повышения давления в компрессорах:
 , (17)
Выбор степеней повышения давления воздуха в ступени сжатия зависит от схемы воздухоснабжения. Как правило, степень повышения давления воздуха в компрессоре, приводимого от вала дизеля, не превышает 1,25 - 1,35 и выбирается из условий обеспечения работы двигателя на холостом ходу при минимальной угловой скорости коленчатого вала.
При двухступенчатом сжатии температура воздуха на выходе из компрессора 1-й ступени сжатия определяется по формуле:
, К (18)
При промежуточном охлаждении наддувочного воздуха его температура на выходе из компрессора второй ступени составляет:
 , К (19)
где Т₁^I, Т₂^I - температура воздуха на входе (1) и выходе (2) из компрессора I-й ступени сжатия (для современных тепловозных дизелей t₂^I=100 - 140⁰С );
_К(I), _К(II) - степень повышения давления воздуха в I и II -й ступенях сжатия;
h_К(I), h_К(II) - КПД компрессора I и П ступеней сжатия.
Потери давления наддувочного воздуха оцениваются на основании соотношения (16).
2.2. Процессы наполнения и сжатия
Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:
·                    для 4-х тактных двигателей без наддува:
Р_а = (0,85 - 0,90)^.Р₀ , (20)
·                    для 4-х тактных двигателей с наддувом:
Р_а = (0,90  0,96)^.Р_S , (21)
·                    для 2-х тактных двигателей о прямоточной продувкой:
Р_а = (0,85  0,90)^.Р_S , (22) .
Температура воздуха в конце наполнения:
 , К (23)
где Т_S - температура воздуха на входе в двигатель;
 DТ - приращение температуры воздуха в цилиндре;
 Т_r - температура остаточных газов в цилиндре двигателя;
 g_r - коэффициент остаточных газов.
Величина:
 , К (24)
где DТ_кин - повышение температуры свежего заряда за счет преобразования кинетической энергии в тепловую (DТ_кин = 5 - 7 К);
 DТ_m - повышение температуры воздушного заряда за счет подогрева от стенок цилиндра (DТ_m = 5 - 8 К).
Величины коэффициента остаточных газов и Т_r принимаются в пределах:
·                    4-х тактные дизели без наддува g_r = 0,03 -0,06, Т_r = 700 - 800 К;
·                    4-х тактные дизели c наддувом g_r = 0,01 0,03, Т_r = 600  700 К;
·                    2-х тактные дизели с клапанно-щелевой продувкой g_r = 0,06 0,08,
Т_r = 700  800 К;
·                    2-х тактные дизели c прямоточно-щелевой продувкой g_r = 0,03 0,06,
Т_r = 600  700 К.
Коэффициент наполнения h_V определяется по формуле:
 , (25)
где e - степень сжатия;
 G_д1 – коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндров двигателя G_д1=1,02  1,07.
Перед определением h_V необходимо выбрать величину степени сжатия e.
При выборе e учитывают максимально-допустимое давление сгорания в двигателе [Р_Z]_maх. Выбранная величина степени сжатия не должна превышать значения:
 , (26)
где  - степень повышения давления при сгорании;
 n₁ - среднее значение показателя политропы сжатия.
Допустимое давление сгорания [Р_Z]_maх в современных дизе­лях находится в пределах 12 - 14 МПа и зависит от выбранной конструкции двигателя.
Степень повышения давления  и степень сжатия e выбираются так, чтобы величина  находилась в пределах 1,3 - 1,8, а величина e в пределах, указанных на рис. 2.
Показатель политропы сжатия n₁ в современных двигате­лях зависит от конструкции системы охлаждения и потерь тепла в цилиндре при сжатии. Величина n₁ выбирается в пределах 1,34  1,36.
Определяем действительный рабочий объем цилиндра V_h^` в момент закрытия впускного органа газораспределения (фаза j_а):
 , м³
где R – радиус кривошипа равен значению S/2, м;
  - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна  принимается (0,2  0,25);
 j_а - фаза запаздывания закрытия впускного органа определяется исходя из типа рассчитываемого двигателя и может соответствовать фазе j_а уже существующих тепловозных двигателей (см. табл.2.).
Таблица 2.

Дизель	ПД1М	K6S310DR	У1Д6	1Д12-400	1Д12Н-500	М756	Д70	Д49
Фаза jа,0пкв	35	35	48	48	50	56	46	28

Определяем объем сжатия:
 , м³
Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:
 , кг (27)
где Р_S^` - давление наддувочного воздуха в МПа.
Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:
 , кг
Давление воздуха в конце сжатия:
 , МПа (28)
Температура воздуха в конце сжатия:
 , К (29)
По условию возможности надежного самовоспламенения топ­лива значение температуры Т_С должно быть не менее 750 К.

2.3. Процесс сгорания
Целью расчета процесса сгорания является определение температуры Т_Z и давления Р_Z рабочего тела в точке расчетной индикаторной диаграммы и степени предварительного расширения .
При расчетах рабочего цикла весовой состав дизельного топлива по химическим элементам принимается:
углерода С = 0,86, водорода Н = 0,13 и кислорода О = 0,1.
Коэффициент избытка воздуха  оказывает непосредственное влияние на качество процесса сгорания топлива, а, следовательно, и на величину индикаторного КПД двигателя. Для дизелей с наддувом при определенных значениях коэффициента избытка воздуха удельный расход топлива достигает минимального значения.
Ориентировочно можно принимать, что расчетная величина коэффициента избытка воздуха находится в пределах для комбинированных двигателей  = 1,8  2,2, для двигателей без наддува -  = 1,7 - 2,0.
Определяем цикловую подачу топлива:
 , кг/цикл (30)
Цикловая подача современных тепловозных двигателей находится в пределах 0,305 - 1,46 г/цикл. Для определения температуры газов в конце "видимого" сгорания топлива точка “z” расчетной индикаторной диаграммы используют уравнение сгорания:
 , (31)
где x_Z - коэффициент использования теплоты в точке “z”;
mC_V^’ - средняя молярная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме, кДж/моль^.К;
mC_Р^’ - средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении в точке “z”, кДж/моль^.К;
_Z - расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке “z”;
Т_Z - температура рабочего тела в точке “z”, К;
L₀ - количество киломолей воздуха, необходимое для сгорания I кг топлива при к = 1 (L₀ = 0,486).
Так как величины теплоемкостей приближенно являются ли­нейными функциями температуры, то уравнение (31) является квадратным относительно Т_Z.
Рекомендуется следующий порядок определения величин, входящих в уравнение (31).
2.3.1. Определяют коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:
 , (32)
2.3.2. Выбирают значение коэффициента использования теп­лоты в пределах:
·   для дизелей средней быстроходности x = 0,75 - 0,85;
·   для быстроходных дизелей x = 0,8  0,9.
2.3.3. Выбирают коэффициент выделения теплоты Х_Z в конце "видимого" сгорания
Для двигателей средней быстроходности можно принять Х_Z = 0,65 - 0,9; для быстроходных дизелей Х_Z = 0,75 - 0,85.
2.3.4. Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:
 , (33)

2.3.5. Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:
 , (34)
2.3.6. Выбирают значение степени повышения давления при сгорании
от которой зависят экономичность дизеля, его динамические характеристики и весовые показатели. В существующих конструкциях дизелей  колеблется в пределах 1,2 - 2,2. Для дизелей с наддувом с целью обеспечения минимальных удельных эффективных расходов топлива целесообразно на расчетном режиме вести рабочий процесс при  =1,3 - 1,8. Необходимо учитывать, что получив­шаяся максимальная величина давления сгорания Р_Z не должна превосходить Р_Z = 12 - 14 МПа, так как при более высоких значениях Р_Z возрастает вес дизеля и деталей кривошипно-шатунного механизма.
2.3.7. Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mC_V^’
может быть использовано приближенное соотношение:
 , (35)
2.3.8. Определение значений средней мольной теплоемкости продуктов сгорания
производится с учетом теплоемкостей смеси чистого воздуха и чистых продуктов сгорания (чпс):
 , (35)
где mC_V^чпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;
(-х) - доля чистого воздуха в продуктах сгорания;
х - доля чистых продуктов сгорания, численно равная коэффициенту выделения тепла:
 , (37)
2.3.9. Учитывая, что:
 , из выражения (36) в точке “z” получим значение mC^’’_РZ:
 , (38)
Задаваясь в первом приближении температурой в точке Z равной 1800 К, определяют теплоемкость mC^’’_РZ и температуру Т_Z по уравнению (31). При отклонении Т_Z от 1800 К более, чем на 50 К, расчет повторяют.
Температура Т_Z находится в пределах 1750  1950 К.
Более высокие значения Т_Z нежелательны во избежание существенных потерь теплоты от значительной диссоциации моле­кул газов.
Максимальное давление сгорания Р_Z и степень предварительного расширения  определяют из соотношений:
 , (39)
 , (40)
2.4. Процесс расширения
По углу открытия выпускных органов газораспределения j_В определяют объем рабочего тела V_В в точке “в”:
 ,
Таблица 3.

Дизель	ПД1М	K6S310DR	У1Д6	1Д12-400	1Д12Н-500	М756	Д70	Д49
Фаза jв,0пкв	70	45	48	48	60	56	49	59,5

Степень последующего расширения определяют из соотношения
 , (41)
Для определения температуры рабочего тела в конце расши­рения (точка “в” расчетной индикаторной диаграммы) используют уравнения:
 , К, (42)
где n₂ - среднее значение показателя политропы расширения, и уравнение теплового баланса процесса расширения с учетом тепловыделения от догорания топлива на линии расширения:
 , (43)
где
 ,
Уравнения (42) и (43) решаются совместно одним из числен­ных методов.
Обычно для тепловозных дизелей величины n₂ = 1,21 -1,3, Т_В = 900 -1200 К.
Давление в конце расширения определяют по формуле:
 , МПа (44)
У современных тепловозных дизелей давление в конце расширения достигает величины Р_В = 0,5 - 1,0 МПа.
Температура Т_В не должна превышать 1200 К во избежание значительного перегрева выпускных клапанов, головок порш­ней и пригорания поршневых колец.
2.5. Определение температуры газов, на входе в турбину и баланса мощностей компрессора и турбины
2.5.1. Схематически можно принять
что в процессе выпуска последовательно происходят изоэнтальпийное истечение газов из цилиндров в выпускной коллектор, их перемешивание с продувочным воздухом и перенос отработавших газов к турбине с некоторой потерей теплоты в стенки коллектора.
При перемешивании газов с наддувочным воздухом из уравнения баланса теплоты находится температура смеси.
Уравнение баланса теплоты может быть представлено в виде:
 , (45)
где G_S; G - суммарный и теоретический расход воздуха;
Т_СМ, Т_S; Т_В - температуры смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в”:
mC_РСМ; mC_РS и mC_РВ - молярные теплоемкости смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в” (берутся из курса теплотехники).
Принимая mC_РВ = mС_РСМ , получим
 , (46)
Температуру смеси рабочего тела перед турбиной определя­ют с учетом потерь теплоты на охлаждение:
 , (47)
где y_r - коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе;
Т’_W - температура теплоносителя, охлаждающего коллектор.
В тепловозных дизелях величина y_r находится в преде­лах:
·                    для коллектора, охлаждаемого водой - 0,1 - 0,15;
·                    для неохлаждаемого коллектора - 0,01 - 0,03.
В случае охлаждения коллектора водой значение Т’_W принимается в пределах 320 - 360 К. Для неохлаждаемого коллектора значение Т’_W принимается равной температуре воздуха в кузове тепловоза.
2.5.2. Мощность турбины
зависит от расхода смеси G_Z, температуры смеси Т_СМ на входе в турбину, перепада давлений в турбине _Т и КПД h_Т. Для обеспечения продувки двигателя перепад давлений по двигателю для 4-тактных дизелей не должен быть ниже  , а для 2-тактных дизелей  (где Р_Т - давле­ние газов перед турбиной).
Тогда:
 , (48)
где x_r - коэффициент потерь давления в выпускной системе x_r = 0,9 - 0,95.
Мощность турбины:
 , (49)
где К_Г - показатель адиабаты выпускных газов К_Г = 1,32  1,35;
Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требу­емый КПД турбины:
 , (50)
где N_К подсчитана по формуле (13).
Полученные величины требуемого КПД не должны быть вы­ше значений, реально достигаемых в настоящее время h_Т 0,8  0,85.
Если требуемый КПД турбины будет выше, это значит, что выбранная схема воздухоснабжения и температура рабочего тела на выходе из дизеля Т_В не обеспечивают получения заданного давления наддува. Необходимо снизить величину  за счет увеличения проходных сечений при газообмене или увеличить степень предварительного расширения за счет снижения . Последнее нежелательно, так как приведет к снижению максимального давления сгорания, к повышению температуры в точке “в” и к снижению эффективного коэффициента полезного действия двигателя.
2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля
Величина среднего индикаторного давления:
,Па (51)
Для 4-х тактных дизелей y = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают j_П = 0,94 0,96. Для 2-х тактных дизелей при прямоточно-щелевой продувке j = 1,0, а при прямоточно-клапанной – 0,97 0,99.
Принимая по опытным данным значение механического КПД h_М в пределах:
·                    для 4-х тактных дизелей: без наддува @ 0,75  0,80;
 с наддувом @ 0,80  0,92;
·                    для 2-х тактных дизелей: без наддува @ 0,7 - 0,75;

·                    для шатунной шейки  , Н/м²
где g - коэффициент, учитывающий степень увеличения нагрузки на коренную шейку за счёт соседних цилиндров:
g = 1,1 -1,25 - для 4-х тактных двигателей;
g = 1,2 1,5 - для 2-х тактных двигателей;
Р_Z - максимальная сила от давления газа, действующая в цилиндре;
К’_max  (10  20) МПа - для высокооборотных и средней оборотности двигателей;
К’_max  (25  38) МПа - для V-образных форсированных двигателей.
Средние окружные скорости скольжения шеек:
 , м/с
где d - диаметр коренной и шатунной шейки, м.
Для тепловозных дизелей v_ср = 6,0  10 м/с.
Литые коленчатые валы дизелей изготавливаются из высокопрочных чугунов с шаровидным графитом, модифицированные ферродобавками с временным сопротивлением на разрыв металла не менее 5,0 МПа. Применяются также жаропрочные чугуны с повышенными механическими свойствами. Например, чугуны марок ВЧ60-2 и ВЧ50-2 позволяют применять поверхностное азотирование. В любом случае необходимо помнить, что снизить нагрузку на подшипники шатунной шейки коленчатого вала можно двумя путями: увеличивая диаметр шейки, или ее длину.
5.2. Поршни
У современных форсированных тепловозных дизелей поршневая мощность достигает значений 55 кВт/ дм² при Р_z=12 - 14 МПа. Это приводит к существенному росту термических и механических нагрузок на поршни. Поэтому, как правило, поршни 2-х тактных, а также форсированных 4-х тактных дизелей выполняются охлаждаемыми.
Для изготовления поршней используют чугун, алюминиевые и магниевые сплавы, сталь. Чаще всего поршни изготавливают из чугуна и алюминиевых сплавов.
В зависимости от типа двигателя ориентировочно принимаются основные размеры поршня и составляется его эскиз. Для 4-х тактных дизелей “длинные” поршни (см. рис.11) принимаются при средней быстроходности и рядном расположении цилиндров. “Короткие” поршни (см. рис. 12) преимущественно применяются в высокооборотных дизелях с V-образным расположением цилиндров.
Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев и колец определяются из соотношений, представленных в табл. 8.
Таблица 8.

Параметры	Значения для дизелей
Диаметр поршня (DП), мм	П.п. 1.1. и 1.2.
Толщина днища поршня (), мм: ·                                              охлаждаемого ·                                              неохлаждаемого	(0,08 -0,2)Dц (0,04 0,08)Dц
Расстояние от кромки поршня до первого кольца (е), мм	(1,0 -3,0)
Толщина цилиндрической стенки (m), мм	(0,05 0,08)Dц
Длина поршня (H), мм	(1,5 2,0)Dц
Расстояние от оси пальца до нижней кромки, мм	(0,8 1,2)Dц
Диаметр пальца (dП), мм	(0,35 0,5)Dц
Длина пальца (lП), мм: ·                                              закрепленного ·                                              плавающего	(0,88 0,93)Dц (0,8 0,87)Dц
Диаметр внутреннего отверстия пальца (dПВ), мм	(0,4 -0,7)dп
Число компрессионных колец	(5 -7)
Толщина кольца (радиальная) (t), мм	(1,25 1,35)Dц
Высота кольца (а), мм	(0,5 -1,0)t
Число маслосъемных колец	(1 4)
Высота перемычки между канавками в поршне, мм	(1,0 1,3)а

Высота поршня Н проверяется по удельному давлению на стенку поршня:
 ,
где N _max - максимальная сила бокового давленая на стенку поршня цилиндра, МН;
Н - длина тронковой части поршня (за вычетом ширины колец).
Для чугунных неохлаждаемых поршней К_max = 0,35  0,45, МПа, для чугунных охлаждаемых - 0,55 - 0,65, а для алюминиевых - 0,8 - 1,0, МПа. Для некоторых форсированных дизелей значение К_max может быть повышено до 1,1 МПа.
5.3. Шатун.
В зависимости от типа двигателя выбирается конструкция шатуна, и принимаются его ориентировочные размеры.
Размеры нижней головки шатуна следует согласовать с размерами шатунной шейки коленчатого вала, а верхней – с размерами поршневого пальца и расстоянием между внутренними гранями бобышек поршня.
В зависимости от типа двигателей по литературным данным [1, 2] выбирается конструкция шатуна (см. рис.13 - 15) и принимаются его ориентировочные размеры. При этом расчёт выполняется при выбранном значении - (отношение радиуса кривошипа R, к длине шатуна L), связанного с величиной силы N и габаритными размерами двигателя.
Ориентировочная длина втулки верхней головки шатуна l_ш рассчитывается из соотношения:
·                    для закреплённого в бобышках поршневого пальца:
 , м;
·                    для плавающего поршневого пальца:
 , м;
Проверочный расчёт на прочность производился, как правило, для стержня шатуна из условия деформации его от действия максимальной величины силы К:
 , МПа,
где F_ст = 0,06  0,12 - средняя площадь поперечного сечения стержня, м.
[s_сж]  80  120 МПа - для углеродистых сталей и
[s_сж]  120 - 180 МПа – для легированных сталей.
Ориентировочные размеры шатунов определяются из соотношений, представленных в табл. 9.

Таблица 9.

	Значения для дизелей
Параметры	Рядный	V-образный
		Главный	Прицепной
Отношение L/R	3,5  5	3,5  4,5	2,5  3
Диаметр пальца, dп	(0,4-0,45)D	(0,4-0,45)D	(0,4-0,45)D
Диаметр головки, dг	(1,5-1,7)dп	(1,4-1,5)dп	(1,4-1,5)dп
Диаметр шейки, dш	(0,6-0,8)D	(0,6-0,8)D
Толщина вкладыша Sв (в для прицепного), мм	1 - 4	1  4	(0,07-0,12)dп
Толщина вкладыша, Sм (п для прицепного),		(0,02-0,03)D	(0,06-0,08)dп
Ширина шатуна, l1: -                             при двух болтах -                             при четырех болтах	(1,5 - 1,6)dш (1,3 - 1,4)dш		(0,9-1,2)dп
Расстояние между шатунными болтами, l2: -                             при двух болтах -                             при четырех болтах	(1,2-1,25)dш (1,13-1,2)dш	(1,15-1,2)dш (1,15-1,2)dш
Ширина нижней головки, в (l2 для прицепного)	(0,8 - 1,5)dш	(0,7-0,9)dш	(0,7-0,9)dп
Толщина крышки, h1	(0,5-0,65)dш	(0,25-0,3)dш
Толщина нижней головки, h2	(0,55-0,65)dш
Диаметр отверстия под палец прицепного шатуна, d (d1 для прицепного)		(0,85-0,9)dп	(0,85-0,9)dп
Диаметр отверстия под вкладыш, dш+2Sм (d2 для прицепного)	(0,6-0,8)D+ 2(0,03-0,07)D	(0,6-0,8)D+ 2(0,02-0,03)D	(0,6-0,8)D+ 2(0,06-0,08)D
Наружная ширина прицепной проушины, в1, мм		в - 2мм
Внутренняя ширина прицепной проушины, в2		0,6.в1

5.4. Втулка цилиндра
Конструкция цилиндровых втулок некоторых тепловозных дизелей приведена на рис.16. Конструктивные соотношения в данных методических указаниях не рассматриваются.

6. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДИЗЕЛЯ
Построение векторной диаграммы производится для оценки величины и направления силы, действующей на шейку кривошипа при каждом его положении, а также ее максимального и среднего значений. У однорядного двигателя на шатунную шейку действуют тангенциальная сила Т, нормальная сила Z и центробежная сила С_ШВ от вращающейся массы шатуна (см. рис. 5).
Сила С_ШВ постоянна по величине и направлению действия по отношению к шатунной шейке и при заданной угловой скорости коленчатого вала определяется по формуле:
 , Н (66)
где М_ШВ - масса шатуна, участвующая во вращательном движении. Принимают М_ШВ = М_П при простом КШМ и М_ШВ = 2^.М_П для главного шатуна при наличии прицепного шатуна V-образного двигателя.
Алгебраическая сумма нормальных сил, действующих на шейку Z’ равна . Графически величину силы можно определить по кривой Z=f(j) (рис. 6, 7), сместив ось ординат на величину С_ШВ.
В V-образном двигателе на шатунную шейку действует алгебраическая сумма сил Т_S и Z’_S правого и левого цилиндров. Для упрощения расчета этих сил приняты допущения:
- индикаторные диаграммы в правом и левом цилиндрах идентичны, а поршни цилиндров соединяются с шатунной шейкой с помощью вильчатых или смещенных шатунов.
Силы Т_S и Z’_S определяют алгебраическим суммированием ординат кривых Т и Z’, смещенных по абсциссе на угол фазового смещения рабочих циклов правого и левого цилиндров. Для двухтактных двигателей этот угол равен углу развала цилиндров. Для четырехтактных двигателей можно принимать, что угол фазового смещения равен углу развала цилиндров плюс 330⁰ поворота коленчатого вала.
По полученным Т_S и Z’_S строится векторная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку.
Оси координат целесообразно связать с кривошипом. Начало координат располагают в центре шатунной шейки (точка 0, рис.8) ось абсцисс совпадает с направлением нормальной силы Т (или Т_S для V-образного двигателя), а ось ординат - с направлением тангенциальной силы Z (или Z’_S для V-образного двигателя).
Положительные направления осей координат можно условно определить так же, как и для сил Z и Т. Для каждого положения кривошипа, начиная от 0⁰ и до конца цикла откладыва­ют в выбранном масштабе векторы сил Т(Q_Т) и Z(Q_Z) (за вычетом C_ШВ) и строят суммарные векторы Q:
 .
Концы векторов отмечают соответствующим утлом поворота кривошипа и соединяют последовательно плавной кривой, которая образует векторную диаграмму.
Радиусы-векторы, соединяющую точку 0 с точками на контуре векторной диаграммы, выражают по величине и направлению удельные силы Q, действующие на шатунную шейку вала при данных углах поворота кривошипа. Соответствующая каждому вектору сила приложена к поверхности шейки в точке пересечения окружности шейки с линией действия вектора (точка А, рис.8.) и направлена к центру 0.

7. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО РАЗРАБОТКЕ ЧЕРТЕЖА ПОПЕРЕЧНОГО РАЗРЕЗА ДИЗЕЛЯ И УЗЛА
Поперечный разрез дизеля по одному из цилиндров при рядном их расположении и по двум при V-образном вычерчивается на листе формата А1 (576 х 814 мм).
Пособиями при разработке поперечного разреза двигателя могут служить альбомы, каталоги и отдельные чертежи тепловозных дизелей, техническая литература, содержащая описание и анализ выполненных конструкций, а также рекомендации по их выбору и расчету (см. список рекомендованной литературы). Студент должен из большого разнообразия конструктивных форм отдельных узлов и деталей выбрать наиболее прогрессивные и технологическом и технико-экономическом отношениях, учитывая особенности проектируемого дизеля (принятую схему расположения цилиндров, тактность, оборотность, величины давления наддува и максимального давления сгорания и т.д.).
На поперечном разрезе должны быть в соответствующем масштабе показаны: детали остова двигателя (поддизельная рама, картер, цилиндровые гильзы и крышки), их соединения, детали кривошипно-шатунного механизма (в соответствии с ранее проведенным расчетом), механизм газораспределении (вал, толкатели;, штанги, коромысла, клапаны), воздушные ресиверы и выхлопные коллекторы, корпуса форсунок и индивидуальных топливных насосов с толкателями и валом (блочные топливные насосы могут не показываться).
Мелкие детали (трубки системы смазки, топливопроводы болтовые соединения) на поперечном разрезе могут не показываться, однако студент обязан знать их устройство и работу.
Болты и шпильки могут полностью не вычерчиваться, а заменяться осевыми линиями.
Спецификация наиболее ответственных деталей, (коленчатый вал, части остова, поршень, шатун и т.д.) с указанием количества и материалов, выполненная в соответствии с требованиями ЕСКД, вкладывается в записку. В спецификацию следует также включить отдельные агрегаты, если они изображены на чертеже (форсунки, топливные насосы и др.) с указанием их количества на дизель. На поперечном разрезе двигателя показываются его габаритные размеры (ширина, высота). На свободном месте листа в виде таблицы необходимо выписать основные данные, характеризующие двигатель (тактность, номинальную и эффективную мощность, частоту вращения коленчатого вала, число цилиндров, их диаметр, ход поршня, среднее эффективное давление, максимальное давление сгорания, степень сжатия, значение эффективного КПД, а также вычертить в упрощенном виде в масштабе 1:50 или 1:100 вид дизеля сбоку.
При выполнения чертежа поперечного разреза дизеля обязательно проверяются: 1) ход поршня, 2) необходимая минимальная длина цилиндровой гильзы, 3) возможность выемки шатунов через гильзы цилиндров, 4) относительное расположение шатунов и гильз цилиндров при работе дизеля.
Изображаемые на чертеже поперечного разреза дизеля детали: коленчатый вал, поршень, поршневой палец, шатуны должны как по конструктивным формам, так и по размерам соответствовать эскизам в пояснительной записке.
В качестве узлов, подлежащих конструктивной разработке, могут быть рекомендованы: 1) поршень в сборе; 2) шатун в сборе; 3) форсунка; 4) топливный насос; 5) механизм газораспределения (от распределительного вала до клапанов включительно); 6) крышка цилиндра в сборе; 7) привод распределительного вала; 8) толкатель топливного насоса; 9) регулятор предельного числа оборотов коленчатого вала (регулятор безопасности); 10) масляный насос; 11) водяной насос; 12) привод масляного насоса; 13) привод водяного насоса; 14) коренные подшипники коленчатого вала (в сборе); 15) воздуходувка; 16) привод воздуходувки; 17) вал топливных насосов; 18) привод вала топ­ливных насосов; 19) турбокомпрессор и др.
Задание на разработку узла дается консультантом, по указанию которого студент должен выполнить необходимые при конструировании узла расчеты.
Разработанный узел вычерчивается на листе так, чтобы имелось полное представление о его конструкции и работе. В необходимых случаях на чертеже узла намечается (штриховыми или более тонкими линиями) обстановка - контуры сопрягаемых узлов или деталей, ограничивающих размеры проектируемого узла или сказывающихся на параметрах кинематики его деталей.