Характеристика двигателя ход поршня меньше диаметра поршня

Расчет размеров цилиндра и средней скорости поршня

Размеры цилиндра – диаметр и ход поршня являются основными конструктивными параметрами двигателя.

Средняя скорость поршня является критерием быстроходности двигателя. В зависимости от величины V_п.ср двигатели разделяются на тихоходные (V_п.ср 6,5 м/с).

Так как в исходных данных на проектирование ДВС задано только отношение S/D, то определение основных конструктивных параметров осуществляется следующим образом.

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и эффективному давлению определяется литраж (л) двигателя

Рабочий объем одного цилиндра V_h (л)

Диаметр цилиндра D (мм)

(4.3)

Ход поршня S (мм)

(4.4)

Полученные значения D и S округляют до целых чисел, нуля или пяти.

По окончательно принятым значениям D и S определяют основные параметры и показатели двигателя:

литраж двигателя (л)

V_л= πD 2 Si/(4∙10 6 ); (4.5)

рабочий объем одного цилиндра V_h (л)

V_h = πD 2 S/(4∙10 6 ); (4.6)

объем камеры сгорания V_h, (л)

; (4.7)

Эффективную мощность, эффективный крутящий момент, часовой расход топлива, формулы (3.10), (3.11), (3.17);

среднюю скорость поршня (м/с)

V_п.ср = Sn/(3∙10 4 ) (4.6)

При расхождении между ранее принятой величиной и полученной по формуле (4.6) более 3-4% необходимо пересчитать эффективные параметры двигателя.

Тепловой баланс двигателя

Тепло, выделяющееся при сгорании топлива в цилиндрах двигателя, не может быть полностью преобразовано в полезную работу. Распределение тепловой энергии топлива оценивается с помощью внешнего теплового баланса, составляющие которого определяются для установившегося теплового режима двигателя (для режима номинальной мощности). Тепловой баланс двигателя позволяет определить количество (долю) тепла, превращенного в полезную эффективную работу т.е. установить степень теплоиспользования. Знание отдельных составляющих теплового баланса позволяет рассчитывать термонапряженность деталей, схему охлаждения, систему турбонаддува и т.д.

Уравнение теплового баланса имеет следующий вид:

= H_uG_T/3,6 , (5.1)

где Q – общее количество теплоты, израсходованной в единицу времени при работе двигателя на заданном режиме, Дж/с;

Q_е – теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя Дж/с;

Q_охл –теплота, отданная в охлаждающую среду, Дж/с;

, (5.3)

где с = 0,45…0,53 – коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей; i – число цилиндров; m=0,5…0,7 – показатель степени для четырехтактного двигателя; D – диаметр цилиндра, см; n – частота вращения коленчатого вала, мин -1 ;

Q_г – теплота, унесенная из двигателя с отработавшими газами, Дж/с;

(5.4)

Q_н.с – не использованная часть теплоты топлива из-за неполноты сгорания, Дж/с;

(5.5)

Q_ост – остаточный член баланса, определяющий потери, не учтенные приведенными выше членами уравнения баланса теплоты.

(5.6)

Каждую составляющую баланса можно определить в процентах от всего количества введенной теплоты. Тогда

(5.7)

(5.8)

Расчет теплового баланса проводят по данным теплового расчета двигателя.

В табл.1 приведены примерные значения составляющих теплового баланса при работе двигателей на номинальных и близких к ним режимах.

Таблица 1 Примерные значения составляющих теплового баланса [5]

Какой должен быть зазор между поршнем и цилиндром

Для обеспечения высокой компрессии в двигателе, а это сильно влияет на его КПД и прочие способности по отдаче, лёгкости запуска и удельному расходу, поршни должны стоять в цилиндрах с минимальным зазором. Но сводить его к нулю невозможно, из-за разной температуры деталей двигатель заклинит.

Поэтому зазор определяется расчётным путём и строго соблюдается, а необходимое уплотнение достигается применением пружинных поршневых колец в роли газового и масляного уплотнения.

Почему изменяется зазор между поршнем и цилиндром

Конструкторы автомобилей стремятся, чтобы детали двигателя работали в режиме жидкостного трения.

Это такой способ смазки трущихся поверхностей, когда благодаря прочности масляной плёнки или подаче масла под давлением и при требуемом расходе непосредственного соприкосновения деталей не происходит даже под значительной нагрузкой.

Не всегда и не во всех режимах подобное состояние можно удержать. Влияют на это несколько факторов:

• масляное голодание, подвода смазывающей жидкости, как это делается в подшипниках скольжения коленчатого и распределительного валов, под давлением в зону между поршнем и цилиндром не производится, а прочие способы смазки не всегда дают стабильный результат, лучше всего работают специальные масляные форсунки, но по разным причинам ставят их неохотно;
• некачественно сделанный или изношенный рисунок хонингования на поверхности цилиндра, призван он удерживать масляную плёнку и не давать ей полностью исчезнуть под усилием поршневых колец;
• нарушения температурного режима вызывают обнуление теплового зазора, исчезновение масляного слоя и появление задиров на поршнях и цилиндрах;
• применение некачественного масла с отклонением по всем значимым характеристикам.

Кажется, парадоксальным, но больше изнашивается поверхность цилиндра, хотя она обычно изготовлена из чугуна, это цельный чугунный блок или различные сухие и мокрые гильзы, залитые в алюминий блока.

Даже если гильза отсутствует, поверхность алюминиевого цилиндра подвергается специальной обработке, и на ней создаётся слой специального твёрдого износостойкого покрытия.

Связано это с более стабильным давлением на поршень, которое при наличии смазки почти не снимает с него металл при движении. А вот цилиндр подвержен грубой работе пружинных колец с высоким удельным давлением из-за малой площади контакта.

Естественно, поршень тоже изнашивается, даже если это происходит с меньшей скоростью. В результате суммарного износа обеих поверхностей трения зазор непрерывно увеличивается, причём неравномерно.

Нормы соответствия

В исходном состоянии цилиндр полностью соответствует своему названию, это геометрическая фигура с постоянным диаметром по всей высоте и окружностью в любом сечении, перпендикулярном к оси. Однако, поршень имеет куда более сложную форму, к тому же он располагает термофиксирующими вставками, в результате чего неравномерно расширяется при работе.

Для оценки состояния зазора выбирается разница диаметров поршня в зоне юбки и цилиндра в средней его части.

Формально принято считать, что тепловой зазор должен составлять примерно от 3 до 5 сотых долей миллиметра по диаметру у новых деталей, а его максимальная величина в результате износа не должна превышать 15 сотых, то есть 0,15 мм.

Разумеется, это некие средние значения, двигателей великое множество и отличаются они как разными подходами к конструированию, так и геометрическими размерами деталей, зависящими от рабочего объёма.

Результат нарушения зазора

При увеличении зазора, а обычно оно связано ещё и с ухудшением работоспособности колец, всё больше масла начинает проникать в камеру сгорания и расходоваться на угар.

Теоретически при этом должна снижаться компрессия, но чаще она наоборот, повышается, из-за обилия масла на компрессионных кольцах, герметизирующего их зазоры. Но это ненадолго, кольца коксуются, залегают, и компрессия пропадает окончательно.

Поршни при увеличенных зазорах нормально работать уже не смогут и начинают стучать. Стук поршневой хорошо слышно на перекладке, то есть в верхнем положении, когда изменяет направление своего движения нижняя головка шатуна, а поршень проходит мёртвую точку.

Юбка отходит от одной стенки цилиндра и выбирая зазор с силой ударяет по противоположной. С таким звоном ездить нельзя, поршень может разрушиться, что приведёт к катастрофе всего мотора.

Как проверить зазор между поршнем и цилиндром

Для проверки зазора используется измерительная аппаратура в виде микрометра и нутромера, эта пара обладает классом точности, позволяющим реагировать на каждую сотую долю миллиметра.

Микрометром замеряется диаметр поршня в зоне его юбки, перпендикулярно пальцу. Стержень микрометра фиксируется зажимом, после чего нутромер устанавливается на ноль при опоре своим измерительным наконечником на стержень микрометра.

После такого обнуления индикатор нутромера будет показывать отклонения от диаметра поршня в сотых долях миллиметра.

Замер цилиндра производится в трёх плоскостях, верхней части, средней и нижней, вдоль зоны хода поршня. Замеры повторяются вдоль оси пальца и поперёк.

В результате можно оценить состояние цилиндра после износа. Главное, что потребуется – это наличие неравномерностей типа «эллипс» и «конус». Первое – отклонение сечения от окружности в сторону овала, а второе – изменение диаметра вдоль вертикальной оси.

Наличие отклонений в несколько соток говорит о невозможности нормальной работы колец и необходимости ремонта цилиндров или замены блока.

Заводы стремятся навязывать клиентам блок в сборе с коленвалом (шорт-блок). Но часто оказывается гораздо дешевле отремонтироваться расточкой, в тяжёлых случаях – гильзовкой, с заменой поршней на новые стандартные или ремонтного увеличенного размера.

Даже не новых двигателях со стандартными поршнями существует возможность точного подбора зазоров. Для этого поршни распределяются по группам с отклонением диаметра на одну сотку. Это позволяет выставить зазор с идеальной точностью и обеспечить оптимальные характеристики мотора и его предстоящий ресурс.

Поршень ВАЗ 2110. Поршень ВАЗ 2108. Основные размеры.

Поршневая ВАЗ. Поршень.

Основные размеры. Поршень ВАЗ 2110. Поршень ВАЗ 21083.

Особенности конструкции.

Глубина выборок под клапана,на днище порш. 2110, исключает возможность соприкосновения клапанов с поршнем при обрыве ремня ГРМ.

В конструкции поршня 2110 и в конструкции всех последующих моделей, применяется свободная посадка поршневого пальца. Зазор в отверстии головки шатуна и в отверстиях в поршне обеспечивает свободное вращение пальца. В осевом направлении палец фиксируется стопорными кольцами. Для этого в поршне, в отверстиях под палец, предусмотрены установочные канавки для стопорных колец. На внешней стороне отверстий под поршневой палец, в верхней части, имеются небольшие углубления, которые облегчают установку и снятие стопорных колец. Кроме того, они способствуют доступу масла в зону контакта.

Такая конструкция упрощает процесс сборки и обеспечивает равномерный износ трущихся поверхностей, увеличивая ресурс деталей. Классы диаметров поршней и классы отверстий под поршневой палец принятые для модели 21083 соответствуют классам моделей 2110, 2112, 21124.

Основные маркировки в литье, нанесенные на деталь.

1. Обозначение модели изделия – символы «21» и «10», в районе отверстия под палец.

2. Обозначение производителя – «ВАЗ», на юбке с внутренней стороны.

3. Обозначение литейной оснастки -буквы и цифры, на юбке с внутренней стороны.

4. Обозначение литейного сплава – «АЛ34», на юбке с внутренней стороны .

Основные маркировки наносимые на днище.

1. Маркер ориентации – « » при установке, должен указывать направление в сторону привода распредвала

2. Маркер класса – один из символов ( « А »,« В»,« С»,« D »,« Е ») определяет отклонение по наружному диаметру.

3. Маркер группы массы поршня:

« + » – увеличенная на 5 г.

« – » – уменьшенная на 5 г.

4. Маркер класса отверстия поршневого пальца –одна из цифр (« 1 », « 2 », « 3 » ) определяет отклонение по диаметру отверстия под поршневой палец.

Маркировка класса отверстии дополнительно наносится краской на внутренней стороне днища:

синий цвет – 1-й класс

зеленый цвет – 2-й класс

красный цвет – 3-й класс

Дополнительно, для ремонтных поршней.

5. Маркер для ремонтных изделий:

« » – 1-й ремонт (диаметр увеличенный на 0,4мм от номинального размера.)

« » – 2-й ремонт (диаметр увеличенный на 0,8мм от номинального размера.)

Особенности конструкции.

Глубина выборок под клапана,на днище поршня 21083, исключает возможность соприкосновения клапанов с поршнем при обрыве ремня ГРМ.

Особенностью конструкции поршня ВАЗ 21083, которая отличает его от поршня 2110, является способ фиксации поршневого пальца. В конструкции дели 21083 поршневой палец (21213-1004020 или 2101-1004020 ) запрессовывается в верхнюю головку шатуна 2108-1004045. Плотная посадка определяет положение пальца и предотвращает его смещение. Диаметр отверстий в бобышках поршня обеспечивает поршневому пальцу и шатуну свободный угловой поворот. На боковой поверхности, на площадке возле отверстия под поршневой палец, присутствует маркировка модели – «21» и «083». По геометрическим параметрам, нет отличий между поршнями моделей ВАЗ 21083 и ВАЗ 2110.

Самый невероятный поршневой мотор

В последнее время появилось немало крутых изобретений, и все эти наддувы-впрыски кажутся удивительными… если не знать историю. Ибо самый удивительный мотор, о котором я знаю, был сделан в Советском Союзе и, как вы догадались, не для «Лады», а для танка Т-64. Он назывался 5ТДФ, и вот несколько удивительных фактов.

Он был пятицилиндровым, что само по себе необычно. У него было 10 поршней, десять шатунов и два коленчатых вала. Поршни двигались в цилиндрах в противоположных направлениях: сначала навстречу друг другу, потом обратно, снова навстречу и так далее. Отбор мощности осуществялся с обоих коленчатых валов, чтобы было удобно для танка.

Двигатель работал по двухтактному циклу, и поршни играли роль золотников, открывавших впускные и выпускные окна: то есть никаких клапанов и распредвалов у него не было. Конструкция была гениальной и эффективной – двухтактный цикл обеспечивал максимальную литровую мощность, а прямоточная продувка – высокое качество наполнение цилиндров.

Ко всему прочему 5ТДФ был дизелем с непосредственным впрыском, где топливо подавалось в пространство между поршнями незадолго до момента, когда они достигали максимального сближения. Причем, впрыск осуществлялся четырьмя форсунками по хитрой траектории, чтобы обеспечить мгновенное смесеобразование.

Но и этого мало. Двигатель имел турбокомпрессор с изюминкой – огромных размеров турбина и компрессор размещались на валу и имели механическую связь с одним из коленчатых валов. Гениально — на режиме разгона компрессор подкручивался от коленчатого вала, что исключало турбояму, а когда поток выхлопных газов как следует раскручивал турбину, мощность от нее передавалась на коленчатый вал, повышая экономичность мотора (такая турбина называется силовой).

Ко всему прочему мотор был многотопливным, то есть мог работать на дизтопливе, керосине, авиационном топливе, бензине или любой их смеси.

Плюс к этому еще полсотни необычных решений, вроде составных поршней со вставками из жаропрочной стали и системы смазки с сухим картером, как у гоночных автомобилей.

Все ухищрения преследовали две цели: сделать мотор максимально компактным, экономичным и мощным. Для танка важны все три параметра: первый облегчает компоновку, второй улучшает автономность, третий – маневренность.

И результат получился впечатляющим: при рабочем объеме 13,6 литра в самой форсированной версии мотор развивал более 1000 л.с. Для дизеля 60-х годов это был великолепный результат. По удельной литровой и габаритной мощностям мотор превосходил аналоги других армий в несколько раз. Я видел его вживую, и компоновка действительно поражает воображение – прозвище «Чемодан» ему очень идет. Я бы даже сказал «плотно набитый чемодан».

Он не прижился из-за чрезмерной сложности и дороговизны. На фоне 5ТДФ любой автомобильный мотор – даже от Bugatti Veyron – кажется каким-то до нельзя банальным. И чем черт не шутит, техника может сделать виток и снова вернуться к решениям, когда-то использованным на 5ТДФ: двухтактному дизельному циклу, силовым турбинам, многофорсуночному впрыску.

Началось же массовое возвращение к турбомоторам, которые одно время считались слишком сложными для неспортивных машин…

Средняя скорость поршня как мера быстроходности двигателя.

Частота вращения является лишь первичным критерием быстроходности двигателя. Определение быстроходности двигателя по средней скорости поршня также не всегда отвечает требованиям практики. С этой точки зрения более удовлетворительной является характеристика, называемая степенью быстроходности. Тихоходные (2,5 – 4,5 м/с); средней быстроходности (4,5 – 7,5 м/с); быстроходные (7,5 – 10,5 м/с). Удельный расход топлива характеризует экономичность работы двигателя и зависит от механических и тепловых потерь, качества смесеобразования и сгорания в цилиндре двигателя и других условий.

10. Определение основных размеров рабочего цилиндра, числа цилиндров и числа оборотов двигателя. Основы теплового расчета ДВС.

Основными конструктивными размерами ДВС, определяющими его габариты, массу, стоимость, срок службы и другие показатели, являются диаметр цилиндра и ход поршня. Рабочий объем цилиндра (м 3 ) при заданной эффективной мощности равен:

Диаметр цилиндра определяется по формуле: ,

Такой способ определения основных размеров двигателя базируется на обоснованном выборе величины отношения хода поршня к диаметру цилиндра, числа цилиндров и частоты вращения коленчатого вала двигателя. Чем больше число оборотов и больше диаметр цилиндра Существуют три подхода к тепловым расчётам поршневых ДВС.

1) При самом приближённом подходе, как это делается в термодинамике, реальный цикл введением ряда упрощающих предпосылок существенно идеализируют, заменяя, процессы газообмена в цилиндре изохорным процессом отвода тепла. Сложные процессы, протекающие при сгорании топлива, заменяют суммой двух простых: изохорным и изобарным процессами подвода теплоты. Процессы сжатия и расширения

предполагаются протекающими без теплообмена, т.е. адиабатически, потери теплоты в стенки цилиндра и поршня в процессе сгорания топлива тоже не учитываются, принимаются также еще ряд других упрощений. Термодинамический расчёт по такой модели позволяет определить теоретическую работу, совершаемую двигателем, количество подведённого за цикл тепла и термический КПД цикла, характеризующий его термодинамическую эффективность. При этом в расчёт включаются приведённые ранее основные безразмерные характеристики цикла. Ориентируясь на прототип или среднестатистические значения этих безразмерных характеристик, рассчитывают параметры всех характерных точек идеализированного цикла, работу за цикл и термический КПД цикла. При таких упрощениях величина термического КПД рассчитывается по формуле: η = 1- (λ ρ k -1)/( ε k-1 [(λ-1)+ kλ(ρ -1)]), где k – показатель адиабаты рабочего тела.

2) При более точных инженерных расчётах (второй подход) процессы газообмена (всасывание рабочего тела и выталкивание продуктов сгорания) рассчитываются с учётом реальных особенностей этих процессов и, в первую очередь, считая, что они проходят по закону политропы. Понятно также, что из-за гидравлических сопротивлений и дросселирования потока во всасывающем тракте не удаётся заполнить цилиндр свежим зарядом массой m_т = V_hρ. Поэтому при расчётах вводится коэффициент наполнения цилиндра η_ν = m_д / m_т, и расчёт ведут по mд. Аналогично при организации газообмена не удаётся полностью удалить из цилиндра дымовые газы, и какая то часть их остаётся после выталкивания в камере сгорания. Отношение массы остаточных газов к массе свежего заряда, поступившего в цилиндр, называют коэффициентом остаточных газов η_γ = m_ог / m_д. Чтобы учесть внешние и внутренние потери в процессах сжатия и расширения, их рассчитывают как некоторые политропные со средним за процесс показателем политропы n_cж. Так, величину показателя политропы сжатия рекомендуется определять по эмпирической формуле в зависимости от частоты вращения коленчатого вала n в об/мин : n_сж =1,41(100 / n) .

3) Третий подход отличается тем, что с целью повышения точности результатов отдельные процессы и, главное – процесс сгорания, описываются дифференциальными уравнениями, отражающими законы сохранения массы, энергии и др. В частности, такой подход позволяет сформулировать дифференциальное уравнение, описывающее действительное изменение температуры газов в цилиндре по углу поворота коленчатого вала. Интегрирование проводится численным способом на ПК, что позволяет последовательно, в итеративном цикле, уточнять принятые в первоначальном варианте значения коэффициентов, повторяя расчёты до тех пор, пока предыдущие и последующие результаты приближений не будут достаточно точно повторяться и соответствовать тем интервалам, которые известны как среднестатистические для данного типа машин. В результате тепловых расчётов определяется среднее индикаторное давление по формуле и индикаторная мощность по формуле/ Приведённые выше формулы позволяют рассчитать и все другие технико-экономические характеристики двигателя.

11. Потери работоспособности в ДВС, понятие о внутреннем относительном КПД. Эффективный КПД двигателя. Среднее индикаторное и среднее эффективное давление.

Среднестатистические значения величин ε, λ и ρ наиболее удачных двигателей приводятся в литературе. Заметим, что при ρ = 1 получаем цикл карбюраторного двигателя (цикл Отто), а при λ = 1 – цикл Дизеля, который на сегодня в чистом виде практически не применяется.

Известно, что площадь цикла на p–V диаграмме определяет индикаторную (без учёта внешних потерь энергии)

работу L_i за цикл: L_i = L_расш − L_сж , где L_расш – работа продуктов сгорания в процессах расширения; L_сж – работа на сжатие рабочего тела в процессах сжатия. Если работу L_i разделить на рабочий объём цилиндра, то получим среднее индикаторное давление: p_i= L_i/V_h== L_расш – L_сж/V_h.

Заметим, что за один оборот коленвала совершается только половина цикла, поэтому и индикаторная работа за это время будет L′_i = p_iV_h / 2.

Конечно же индикаторная работа или мощность всегда меньше того количества энергии, которое получается при сжигании топлива. Все процессы в цилиндре сопровождаются теплопотерями в окружающую среду, а также интенсивным движением газа, и значит потерями, вызываемыми внутренним трением. Влияние внутренних потерь принято учитывать величиной внутреннего или индикаторного КПД ηi = Li/Q1.

Механический КПД, который в относительной форме характеризует величину механических потерь η_м = N_е/N_i=

Значит эффективная мощность – это N_е = N_iη_м.

12. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма. Силы, действующие в поршневых ДВС, уравновешивание.

При проектировании ДВС обязательно проводятся кинематический и динамический анализ машины, результаты которого используются для выводов об уравновешенности машины, неравномерности вращения коленчатого вала и при расчётах на прочность и износоустойчивость отдельных деталей конструкции. Результаты такого анализа необходимы и для расчётов крутильных колебаний, возникающих в системе двигатель – потребитель энергии.

В расчётной схеме кривошипно-шатунного механизма (КШМ), выделяют следующие характеристики: длина шатуна L, радиус кривошипа R, текущий ход поршня Х, угловая скорость ω = πn / 30, угол поворота кривошипа α, угол наклона шатуна β. Анализ будем вести для установившегося режима движения, считая ω = const. При этом величина угла поворота коленвала определяется текущим временем τ: α = ωτ.

Текущий ход поршня найдётся как разность расстояний: X = (R + L) − (Lcosβ + Rcosα) .

Отношение R/L является константой геометрического подобия КШМ, её принято обозначать через λ_к: λ_к = R/L.

У современных конструкций эта величина изменяется в сравнительно узких пределах: λк = 0,24…0,31.

Максимальная скорость достигается при α + β = 90° и тогда w_max= Rω λ_к .

Рассмотрим и кинематику шатуна. Он совершает сложное плоскопараллельное движение: верхняя головка вместе с поршнем движется возвратно-поступательно, а нижняя совершает круговое движение вместе с шатунной шейкой коленвала. В результате стержень шатуна качается относительно оси цилиндра и его угловое перемещение определяется величиной угла β: β = arcsin(λ⋅sinα) .

Если последовательно дифференцировать формулу по времени, то получим выражения для угловой скорости и углового ускорения шатуна: ω_ш=dβ/ dt= λ_к ω·cosλ/cosβ; ε _ш=dω_ш / dt= ω· dω_ш / dα.

Проведём теперь динамический анализ. При работе двигателя на поршень действуют сила давления газов F_г и сила инерции поступательно движущихся масс F_j. Для динамического анализа важно знать, как силы изменяются по времени, а точнее – по α. С силами инерции всё понятно, поскольку известно ускорение. Чтобы также представить и силы давления, расчётную индикаторную диаграмму перестраивают в координаты р – α. Для этого последовательно задают значениями угла поворота αi = αi-1 + ∆α, (αi-1 = 0, ∆α = = 5…20°) и рассчитывают для каждого α значение X, находят объём газа при таком угле поворота V_α = X πD 2 /4 и для этого объёма V_α расчётами или по р–V диаграмме находят соответствующее давления р_α. В итоге получаем развёрнутую по углу α диаграмму давления газов на поршень р_г = f (α).

Сила давления F_г = р_гπD 2 /4 действует на поршень и крышку цилиндра, жёстко связанную с остовом двигателя. От поршня через шатун и коленвал она передаётся на коренные подшипники коленвала и уравновешивается за счёт упругих деформаций остова или специальных анкерных связей. Эта сила не передаётся на опоры двигателя, она внутренне уравновешена.

Механическое удерживание земляных масс: Механическое удерживание земляных масс на склоне обеспечивают контрфорсными сооружениями различных конструкций.

Общие условия выбора системы дренажа: Система дренажа выбирается в зависимости от характера защищаемого.