Цель и задачи курсового проектирования

Содержание

Содержание. 3

Введение. 5

1 Нормативные ссылки. 6

2 Цель и задачи курсового проектирования. 7

3 Содержание и объём курсового проекта. 7

4 Выбор задания на курсовой проект. 7

5 Тепловой расчёт двигателя. 8

5.1 Определение параметров рабочего тела. 8

5.2 Количество продуктов сгорания. 8

5.3 Параметры действительного цикла двигателя. 10

5.3.1 Параметры процесса выпуска. 10

5.3.2 Параметры процесса впуска. 11

5.3.3 Параметры процесса сжатия. 13

5.3.4 Определение теплоёмкости рабочей смеси. 13

5.3.5 Параметры процесса сгорания. 14

5.3.6 Параметры процесса расширения. 18

5.3.7. Параметры процесса выпуска. 19

5.4 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла. 22

5.4.1 Среднее индикаторное давление. 22

5.4.2 Индикаторный КПД двигателя и расход топлива. 22

5.4.3 Среднее эффективное давление. 23

5.4.4 Эффективный КПД и расход топлива. 24

5.5 Определение основных размеров цилиндра двигателя. 25

5.5.1 Рабочий объём двигателя и одного цилиндра. 25

5.6 Построение индикаторной диаграммы.. 25

5.6.1 Выбор масштаба и определение координат основных точек. 25

5.6.2 Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом. 26

5.6.3 Скругление индикаторной диаграммы.. 27

5.7 Тепловой баланс двигателя. 29

5.8 Построение внешней скоростной характеристики. 31

6 Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма. 33

6.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма. 33

6.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма. 41

6.2.1 Силы давления газов. 42

6.2.2 Определение сил инерции. 44

6.2.3 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме 45

6.2.4 Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала. 52

6.2.5 Диаграмма износа шатунной шейки. 53

6.2.6 Определение наиболее нагруженной шейки коленчатого вала. 57

7 Расчет основных элементов механизма газораспределения. 61

7.1 Общие сведения и определение проходного сечения клапана. 61

7.2 Построение профиля кулачка. 63

7.3 Время – сечение клапана. 68

7.4 Расчет пружины клапана. 69

8.Расчет основных деталей кривошипношатунного механизма двигателя …75

9 Графическая часть проекта. 89

Список рекомендуемой литературы.. 90

Приложение А.. 91

Выписка из государственного образовательного стандарта. 91

Приложение Б. 92

Варианты заданий и исходные данные для выполнения расчетов. 92

Приложение В.. 94

Форма титульного листа курсового проекта. 94

Введение

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) широко применяются в настоящее время. Поршневой двигатель внутреннего сгорания состоит из корпусных деталей, кривошипно-шатунного и газораспределительного механизмов, систем питания, охлаждения, смазочной, зажигания и пуска, регулятора частоты вращения.

В данном курсовом проекте произведены тепловой, кинематический, динамический расчеты, а также расчет основных элементов механизма газораспределения десятицилиндрового ДВС с V–образным расположением цилиндров.

Дизель по сравнению с карбюраторным двигателем имеет следующие преимущества: 1)для выполнения единицы работы расходуется в среднем на 25-30 % (по массе) меньше топлива; 2) используемое топливо дешевле и менее огнеопасно.

Однако из-за более высокого давления газов в цилиндре дизеля некоторые детали его должны быть повышенной прочности, что приводит к увеличению размеров и массы дизеля. Пуск дизеля затруднен, особенно в зимнее время.

Многоцилиндровые ДВС имеют ряд преимуществ по сравнению с одноцилиндровыми. Несмотря на наличие маховика, коленчатый вал одноцилиндрового двигателя вращается неравномерно: ускоренно во время такта расширения и замедленно в остальных. При движении поршня, шатуна и коленчатого вала возникают значительные силы инерции, уравновесить которые у одноцилиндрового ДВС весьма сложно. Кроме того, для такого двигателя характерна плохая приемистость – способность быстро увеличивать частоту вращения коленвала.

В многоцилиндровых двигателях эти недостатки частично устраняются, так как такт расширения повторяется чаще, что обусловливает равномерное вращение коленчатого вала и позволяет уменьшить размер маховика.

Нормативные ссылки

В настоящем пособии использованы ссылки на следующие стандарты:

ГОСТ 305 – 82 Топливо дизельное. Технические условия.

ГОСТ 2084 – 77 Бензины автомобильные. Технические условия.

ГОСТ 14846 – 81 Двигатели автомобильные. Методы стендовых испытаний.

Содержание и объём курсового проекта

Курсовой проект по курсу "Автомобильные двигатели" состоит из следующих разделов:

- Тепловой расчёт двигателя.

- Расчёт внешней скоростной характеристики.

- Расчёт элементов теплового баланса двигателя.

- Кинематический и динамический расчёты кривошипно-шатунного механизма.

- Расчёт основных элементов механизма газораспределения.

- Конструирование основных узлов и механизмов двигателя.

Пояснительная записка к курсовому проекту содержит результаты расчётов по всем разделам проекта с необходимыми пояснениями и список использованной литературы. Рекомендуемый объём 30-35 листов формата А4.

Графическая часть проекта состоит из трёх листов формата А1 и трёх листов графиков формата А4.

Графики выполняют на миллиметровке и помещают их в соответствующих разделах пояснительной записки.

4 Выбор задания на курсовой проект

Вариант задания на курсовой проект выбирается исходя из номера зачётной книжки по таблицам вариантов заданий, приведённых в приложении Б. При выборе варианта задания, используются две последние цифры номера зачётной книжки. Номер таблицы выбирается по последней цифре шифра, вариант задания в выбранной таблице – по предпоследней цифре шифра. Например, если номер зачётной книжки оканчивается на 34, то из таблицы 4 принимается вариант 3. Если номер оканчивается на 43, то из таблицы 3 принимается четвёртый вариант задания.

В пояснительной записке на отдельном листе указывается номер зачётной книжки и приводятся значения параметров, указанные в задании: N_e, кВт; n_e, мин^-1; ε; α; λ и i.

В качестве прототипа при сравнительном анализе результатов теплового расчёта и выборе конструкции двигателя может быть выбран любой, близкий по параметрам и конструкции отечественный или зарубежный двигатель, описание которого приведено в литературе.

Тепловой расчёт двигателя

Параметры процесса выпуска

При тепловом расчёте двигателя задаются давлением и температурой окружающей среды. Если двигатель работает без наддува, можно принимать Р_о = 0,1 МПа; t_о = 20 °C или = 273 + t₀ = 293 К.

В процессе работы двигателя в его камере сгорания всегда остаётся некоторое количество продуктов сгорания от предыдущего цикла. Температура и давление этих остаточных газов зависят от многих факторов, таких как сопротивление системы выпуска, быстроходности двигателя, степени сжатия, фаз газораспределения и т.п. Аналитическое определение и весьма сложно. Поэтому при предварительных расчётах двигателя давление, МПа:

= (1,05–1,25) P_о, (17)

причём большие значения Pr применяют для высокооборотных двигателей с большими степенями сжатия.

Температура остаточных газов зависит также от типа смесеобразования, коэффициента избытка воздуха, коэффициента наполнения двигателя и др.

Расчётное значение величины рекомендуется принимать в пределах:

для карбюраторных двигателей = 900–1100 К;

для дизелей = 700–900 К.

При увеличении степени сжатия снижается, а при увеличении частоты – увеличивается.

Параметры процесса впуска

В процессе наполнения в результате контакта свежего заряда с нагретыми стенками каналов системы впуска и цилиндра двигателя, температура горючей смеси несколько повышается. На подогрев заряда ΔТ влияют тип смесеобразования, теплонапряжённость, а также конструкция и расположение впускного трубопровода. Обычно величиной ΔТ задаются.

Величина ΔТ для двигателей различных типов находится в пределах:

для карбюраторных двигателей ΔТ = 0–20 °С;

для дизелей ΔТ = 10–40 °С.

При увеличении частоты вращения и степени сжатия величина ΔТ будет увеличиваться. Меньшие значения ΔТ для карбюраторных двигателей объясняются затратами теплоты на испарение топлива в процессе поступления его в цилиндр двигателя.

В зависимости от параметров окружающей среды и подогрева меняется плотность заряда на выпуске, кг/м³,

, (18)

где В = 287 Дж/(кг·° С) – удельная газовая постоянная для воздуха.

Плотность заряда и сопротивление впускной системы влияет на потери давления на впуске, МПа,

, (19)

где β – коэффициент затухания скорости движения заряда в цилиндре;

ξ – коэффициент сопротивления системы впуска;

ω_вп – средняя скорость заряда на впуске, м/с.

Значениями (β² + ξ) и ω_вп при расчёте задаются.

Для автотранспортных двигателей рекомендуются следующие интервалы значений: (β² + ξ) = 2,5–4; ω_вп = 50–130 м/с.

Меньшие значения указанных параметров принимаются для малооборотных двигателей, большие – для быстроходных.

Расчётные значения величины Δ Р находятся в пределах:

для карбюраторных двигателей Δ Р = (0,06–0,2) Р_о МПа;

для дизелей Δ Р = (0,04–0,18) Р_о МПа.

Таким образом, давление Р_а в конце пуска, МПа,

Р_а = Р_о – Δ Р.

Коэффициент остаточных газов γ_r характеризует степень очистки цилиндра от продуктов сгорания. Величина γ_r зависит от степени сжатия, давления и температуры рабочего тела на впуске и выпуске и может быть определена по выражению:

. (20)

Вероятные значения γ_r находятся в пределах:

для карбюраторных двигателей γ_r = 0,05–0,1;

для дизелей γ_r = 0,02–0,06.

Температура в конце впуска Т_а в значительной мере определяется температурой остаточных газов, К,

. (21)

Расчётные значения величины Т_а должны находиться в пределах:

для карбюраторных двигателей Т_а = 320–360 К;

для дизелей Т_а = 310–350 К.

Величина, характеризующая качество процесса впуска, это коэффициент наполнения двигателя η_v, определяющий степень заполнения объёма цилиндра двигателя свежим зарядом в процессе впуска. Коэффициент наполнения:

. (22)

Расчётные значения величины η_v для современных двигателей находятся в пределах:

для карбюраторных двигателей η_v = 0,7–0,85;

для дизелей η_v = 0,8–0,9.

Параметры процесса сжатия

Процесс сжатия характеризуется показателем политропы сжатия, температурой, давлением и теплоёмкостью рабочего тела в процессе сжатия.

Величина показателя политропы сжатия n₁ определяется на основании опытных данных в зависимости от степени сжатия двигателя и температуры в конце впуска Т_а:

для карбюраторных двигателей n₁=от(К₁–0,01) до (К₁–0,04);

для дизелей n₁=от(К₁–0,02) до (К₁+0,02).

где К₁ – показатель адиабаты сжатия.

Значение среднего показателя адиабаты сжатия определяется по номограмме, в соответствии с рисунком 1.

Давление в конце процесса сжатия Р_с определяется по формуле, МПа,

Р_с = Р_а· . (23)

Температура рабочего тела в конце процесса сжатия Т_с рассчитывается по формуле, К,

Т_с = Т_а· . (24)

Расчётные значения величин Р_с и Т_с для современных двигателей внутреннего сгорания находятся в пределах:

для карбюраторных двигателей Р_с=(0,9–2,0) МПа;

Т_с=600–800 К

для дизелей Р_с=(3,5–5,5) МПа;

Т_с=700–900 К.

Параметры процесса сгорания

Процесс сгорания характеризуется термодинамическими измерениями параметров рабочего тела, в результате которых температура и давление в цилиндре двигателя резко возрастают и становится возможным выполнение поршнем двигателя механической работы.

Коэффициент молекулярного измерения горючей смеси

. (26)

При сгорании топлива действительный коэффициент изменения рабочей смеси должен учитывать наличие в рабочей смеси некоторого количества остаточных газов от предыдущего цикла

. (27)

При сгорании обогащённых смесей (α < 1) некоторое количество теплоты не выделяется при сгорании вследствие образования и выброса из цилиндра некоторого количества СО и Н₂. Потеря теплоты в результате химической неполноты сгорания ΔН _и может быть определена по формуле, кДж/кг топлива,

ΔН _и =119950 (1 – α) L _o, при α ≥ 1; ΔН _и = 0.

Рисунок 1 - Номограмма для определения показателя адиабаты сжатия К₁

Таблица 2

Газ	Формула	, кДж/кмоль·°С
0–1500 °С	1501–2800 °С
Воздух	-	20,6+0,019	-
Углекислый газ	СО2	27,941+0,019 -5,487·10^-6	39,523+0,003349
Окись углерода	СО	20,597+0,00267	22,49+0,00143
Водяной пар	Н2О	24,953+0,005359	26,67+0,004438
Водород	Н2	20,68+0,000206 -0,588·10^-6	19,678+0,001758
Кислород	О2	20,93+0,004641 -0,84·10^-6	23,723+0,00155
Азот	N2	20,398+0,0025	21,951+0,001457

 

В результате сгорания рабочей смеси в цилиндре двигателя выделяется некоторое количество теплоты , кДж/кмоль рабочей смеси:

. (28)

При известном элементарном составе жидкого топлива низшая теплотворная способность топлива определяется по формуле Д.И. Менделеева, МДж/кг,

, (29)

где W – количество водяных паров в продуктах сгорания массовой единицы топлива.

Для определения температуры рабочего тела в конце процесса сгорания определяем среднюю мольную теплоёмкость продуктов сгорания , кДж/(кмоль·°С),

( + + +

+ + + ), (29)

где , , , , , - средние мольные теплоёмкости компонентов продуктов сгорания, определяемые по эмпирическим формулам, приведённым в таблице для интервала температур t _z = 1501 – 2800 °C.

Подставляя в эти формулы вместо t_z величину t _z=T_z–273 и группируя известные члены, получаем уравнение

.

Для дизелей

.

Температура в конце видимого процесса сгорания для карбюраторного двигателя может быть определена из выражения

= . (30)

Значения коэффициента использования теплоты принимаются исходя из конструкции двигателя, режима его работы, формы камеры сгорания, способа смесеобразования и др.:

для карбюраторных двигателей = 0,85–0,95;

для быстроходных дизелей с

нераздельными камерами сгорания = 0,75–0,85;

для дизелей с раздельными

камерами сгорания = 0,7–0,8.

Для двигателей с внутренним смесеобразованием (дизелей) уравнение сгорания имеет вид

+ =

= , (31)

где - степень повышения давления.

Величина зависит от формы камеры сгорания и периода задержки воспламенения топлива.

Для дизелей с нераздельными камерами сгорания и объёмным смесеобразованием =1,6–2,5.

Для вихрекамерных и предкамерных дизелей, а также при плёночном смесеобразовании =1,2–1,8.

После подстановки в уравнение сгорания соответствующих числовых значений ; ; и выполнения необходимых преобразований, уравнение сгорания примет вид:

. (32)

Тогда

. (33)

Имея значение величины , можно определить давление в конце видимого сгорания , МПа:

для карбюраторных двигателей , (34)

для дизеля . (35)

Степень предварительного расширения для дизеля определяется из выражения

. (36)

Расчётные значения величин ; ; ; для современных автотракторных двигателей находятся в пределах:

для карбюраторных двигателей =2400–2800 К;

=3,5–8,5 МПа;

=3,2–4,3;

для дизелей =1800–2400 К;

=5–12 МПа;

=1,2–1,7;

=1,2-2,2.

Действительные максимальные давления в цилиндре карбюраторного двигателя обычно ниже расчётных значений , что объясняется увеличением объёма надпоршневого пространства к моменту реализации максимума давления. В современных карбюраторных двигателях максимальное давление реализуется при 5–15 град. угла поворота коленвала после ВМТ. При этом =0,85 .

Для дизельных двигателей принимается = .

Параметры процесса выпуска

Для проверки правильности выбора значений , на основании полученных величин и по следующей формуле, К:

. (39)

Расхождения между принятым значением и полученным расчётным путём не должно превышать 10 %.

K1

Рисунок 2 - Номограмма определения показателя адиабаты

расширения К₂ для карбюраторного двигателя

Рисунок 3 - Номограмма определения показателя адиабаты

расширения К₂ для дизеля

Рисунок 4 - Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя

Расчётные значения величин ; и для современных автотракторных двигателей находятся в пределах:

для карбюраторных двигателей

=0,6–1,4 МПа; = 0,26–0,4; = 210–275 г/кВт·ч;

для дизелей

= 0,7–1,1 МПа; = 0,38–0,5; = 170–230 г/кВт·ч.

Тепловой баланс двигателя

Общее количество теплоты , введенной в двигатель с топливом определяется по формуле, МДж/с:

, (65)

где -, МДж/кг;

-,кг/ч.

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с , Дж:

. (66)

Теплота, передаваемая охлаждающей среде , Дж/с:

, (67)

где с – коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей с = 0,45–0,5;

i – число цилиндров;

D – диаметр цилиндра, см;

m – показатель степени; для четырехтактных двигателей m=0,6–0,7;

n_e – частота вращения коленчатого вала двигателя, мин^-1.

Теплота, унесенная отработавшими газами, Дж/с:

. (68)

Значения величин и определяются следующим способом.

По таблице 5 для полученной температуры t_r методом интерполяции определяем значение величины , тогда:

= + 8,315. (69)

Аналогично определяется и величина . Согласно ГОСТ 14846 температура окружающей среды при стандартных условиях равна 20 ^о С. При этой температуре = 20,775 кДж/(кмоль ^о С).

Отсюда

= + 8,315 = 29,09 кДж/(кмоль ^о С). (70)

Таблица 5

Температура, ° С	Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания, кДж/кмоль·° С при равном
0,8	0,85	0,9	0,95	1,0	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5
	23,56	23,74	23,90	24,05	24,19	24,02	23,84	23,60	23,56	23,45
	23,96	24,14	24,32	24,47	24,62	24,45	24,26	24,10	23,97	23,85
	24,35	24,55	24,73	24,90	25,06	24,87	24,68	24,51	24,37	24,25
	24,75	24,95	25,14	25,32	25,48	25,29	25,08	24,91	24,76	24,61
	25,12	25,34	25,53	25,72	25,89	25,69	25,48	25,30	25,15	25,01

 

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания для карбюраторных двигателей при :

. (71)

Неучтенные потери составляют, Дж/с:

(72)

Все составляющие теплового баланса сводятся в таблицу 6.

Таблица 6 - Составляющие теплового баланса

Составляющие теплового баланса	Q, Дж/с	q, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе, Qe
Теплота, передаваемая окружающей среде, Qохл
Теплота, унесенная с отработавшими газами, Qг
Неучтенные потери теплоты Qост
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом, Q0

Значения эффективного крутящего момента двигателя могут быть определены по формуле, Н∙м:

. (73)

Значение среднего эффективного давления может быть определено по формуле, МПа:

, (74)

где V_h - объем двигателя, л;

τ – тактность двигателя.

Точки кривой среднего индикаторного давления , МПа,

, (75)

где – среднее давление механических потерь двигателя, определяемое по уравнениям, приведенным в п.п. 4.4.3, в зависимости от типа и конструкции двигателя для данного скоростного режима работы.

Расчетные точки индикаторного крутящего момента могут быть определены по кривой или из выражения, Н∙м:

. (76)

Удельный эффективный расход топлива , г/кВт∙ч:

для карбюраторных двигателей

; (77)

для дизельных двигателей с неразделенными камерами

, (78)

где и – удельный эффективный расход топлива соответственно при номинальной мощности и в расчетной точке характеристики.

Часовой расход топлива , кг/ч:

. (79)

Рисунок 8 - Построение кривых скорости поршня

 

 

 

а — аналитический метод;

б — метод Ф. А. Брикса;

в — метод сложения перемещений первого и второго порядков

Рисунок 9 - Построение кривых перемещения поршня

 

а — аналитический метод;

б — метод касательных;

в — метод сложения гармоник первого и второго порядков

Рисунок 10 - Построение кривых ускорения поршня

Силы давления газов

Силы давления газов, действующих на поршень, для упрощения динамического расчета заменяются сосредоточенной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Эта сила определяется по индикаторной диаграмме двигателя для каждого принятого значения угла поворота коленвала. Для этого полученную в результате теплового расчета индикаторную диаграмму перестраивают в развернутую. Перестроение может выполняться как аналитически, так и графически.

Таблица 12

, град				…
, МПа	+ 0,018	- 0,020	- 0,020	…	+ 0,018
, Н	+ 90	- 100	- 100	…	+ 90
j, м/с^2	+ 16310	+ 12870	+ 4737	…	+ 16310
, Н	- 12820	- 10120	- 3723	…	-12820
, Н	- 12730	-10220		…	- 12730
	0,000	+0,134	+ 0,235	…	0,000
N, Н		- 1369	-898	…
	1,000	1,009	1,027	…	1,000
S, Н	- 12730	-10310	- 3926	…	- 12730
	+ 1,000	+ 0,800	+ 0,297	…	+ 1,000
К, Н	- 12370	- 8176	- 1135	…	- 12370
	0,000	+ 0,616	+ 0,983	…	0,000
Т, н		- 6296	- 3758	…
,Н·м		-220,4	- 131,5	…

При развертке индикаторной диаграммы аналитическим методом для каждого угла поворота коленвала определяют значение величины S_x по методике, изложенной в подразделе 6.1. Для каждого значения величины S_x по индикаторной диаграмме определяют соответствующее ему индикаторное давление Р_i. При этом необходимо учитывать, что на индикаторной диаграмме отсчет значений Р_i ведется от нуля шкалы. Поэтому при расчетах необходимо принимать разность давлений в цилиндре двигателя и атмосферного давления, т.е. . Тогда давление газов , МПа,

, (90)

где F_n - площадь поршня, м²;

P_i и P_n - давление газов в цилиндре двигателя и атмосферное давление, MПa.

Графически индикаторная диаграмма может быть развернута по методу проф. Ф.А. Брикса в соответствии с рисунком 8. Для этого под индикаторной диаграммой строят вспомогательную окружность радиуса R = 0,5 S в масштабе, принятом для шкалы S индикаторной диаграммы. Из центра полуокружности O в сторону НМТ откладывают поправку Брикса и получают дополнительный центр окружности О₁. Из центра О окружность делят лучами в соответствии с принятым угловым интервалом (обычно принимается равным 30°). Затем из центра О₁ проводят лучи, параллельные лучам, проведенным из центра О. Точки окружности, полученные при пересечении с лучами из центра О₁ и спроектированные на ось "S", будут соответствовать положениям поршня при заданных углах поворота коленвала . Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Давление в цилиндре двигателя, соответствующее этим точкам, переносят на развернутую индикаторную диаграмму соответственно заданным углам поворота коленвала.

Развертку индикаторной диаграммы следует начинать с НМТ такта впуска.

Определение сил инерции

По характеру движения массы деталей кривошипно-шатунного механизма можно разделить на массы, движущиеся возвратно – поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна); массы, совершающие вращательное движение (коленвал и нижняя головка шатуна), и массы, совершающие сложные движения (стержень шатуна).

Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс в соответствии с рисунком 12.

Масса поршневой группы m_п считается сосредоточенной на оси поршневого пальца в точке А. Масса шатуна m_ш обычно заменяется двумя массами, одна из которых m₁ считается сосредоточенной на оси поршневого пальца в точке А, а другая m₂ – на оси кривошипа в точке В. Распределение масс шатуна обычно принимают следующими, кг:

m₁ = 0,275 m_ш; m₂ = 0,725 m_ш.

Масса кривошипа также заменяется двумя массами, сосредоточенными на осях коренной и шатунной шейки. Таким образом, система сосредоточенных масс динамически эквивалентна кривошипно-шатунному механизму и состоит из массы m_j = m_п + m₁, имеющей возвратно – поступательное движение и сосредоточенной на оси поршневого пальца в точке А, и массы m_R = m_шш + m₂ , сосредоточенной на оси шатунной шейки в точке В и имеющей вращательное