Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей
Министерство
образования и науки РФ
ФГБОУ ВПО
«Московский государственный Машиностроительный университет» (МАМИ)
Чебоксарский
политехнический институт (филиал)
ФАКУЛЬТЕТ - АВТОМОБИЛЬНЫЙ
КАФЕДРА - АВТОМОБИЛИ И АВТОМОБИЛЬНОЕ
ХОЗЯЙСТВО
Мазяров В.П.
Основы
расчета конструкции и агрегатов автомобилей
Методические указания к курсовой
работе
для студентов специальности 190109.65
«Наземные транспортно-технологические
средства»
ЧЕБОКСАРЫ 2014
ВВЕдение
Дисциплине «Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей» является
продолжением дисциплины «Конструкция автомобилей и тракторов» и целью курсовой
работы является закрепление знаний, полученных студентом при изучении этих
дисциплин.
Курсовая работа выполняется студентом самостоятельно с использованием
учебников, учебных пособий, справочников, ГОСТов, ОСТов и других материалов
(монографий, научных журналов и отчетов, интернета).
Курсовой работа включает расчет систем управления автомобиля: рулевого
(нечетная цифра шифра студента) или тормозного (четная цифра шифра студента).
Прототип автомобиля и исходные данные выбирается по двум последним цифрам шифра
студента. Коэффициент сцепления колес с дорогой j = 0,9.
Содержание курсовой работы включат выбор и расчет основных параметров
систем управления, включая расчеты на прочность, долговечность и
износостойкость элементов привода. Примерный объем курсовой работы - до 20 с.
пояснительной записки (формата А 4) и 1 лист графического материала (формата А
1), включающий расчетные схемы.
По рулевому управлению в графической должны быть: 1) схема поворота
автомобиля с указанием радиуса и углов управляемых колес, 2) схема рулевой
трапеции с расчетными формулами ее параметров, 3) схема рулевой трапеции в по
определению зависимости углов поворота наружного и внутреннего управляемых
колес графическим способом, 4) графики зависимостей углов поворота наружного и
внутреннего управляемых колес, 5) общая схема рулевого управления, 6) схема по
расчету напряжений в рулевой сошке.
Графическая часть по тормозной системе должна содержать: 1) схему
тормозного механизма с расчетными формулами тормозного момента, 2) статическую
характеристику тормозного механизма, 3) общую схему тормозной системы, 4) схему
тормозного крана или главного тормозного цилиндра с гидровакуумным усилителем.
Исходные данные к тяговому, динамическому и экономическому расчету
автомобиля.
Последняя цифра уч. шифра
|
Прототип автомобиля
|
Предпоследняя цифра уч.
шифра
|
Грузоподъем-ность mг,
кг
|
Снаряжен-ная масса m0,
кг.
|
Примечание
|
0 1 2 3 4 5 6 7
8 9
|
ВАЗ-2115 УАЗ-3303 ГАЗ-3205
ЗИЛ-5301 ГАЗ-3307 ГАЗ-3110 ЗИЛ-431410 Камаз-55102 Камаз-53212 МАЗ-5436
|
0 1 2 3 4 5 6 7
8 9
|
5 чел. 1200 13 чел. 4500
3000 5 чел. 4500 12000 8000 9500
|
950 2050 1925 5200 4300
4175 5500 10100 9500 7950
|
|
1. Расчет рулевого управления автомобиля
.1 Основные технические параметры
Минимальный радиус поворота (по внешнему колесу).
, (1.1)
где
L - база автомобиля;
Нmax -
максимальный угол поворота наружного управляемого колеса.
При
заданном значении минимального радиуса и базы автомобиля определяют
максимальный угол поворота наружного колеса.
В
соответствии со схемой поворота автомобиля (которую необходимо составить)
определяют максимальный угол поворота внутреннего колеса
, (1.2)
где
М - расстояние между осями шкворней.
Геометрические
параметры рулевой трапеции.
Для
определения геометрических параметров рулевой трапеции используют графические
методы (необходимо составить схему в масштабе).
Длину
поперечной тяги и боковых сторон трапеции определяют, исходя из следующих
соображений .
Пересечение
продолжения осей боковых рычагов трапеции находится на расстоянии 0,7L от
передней оси, если трапеция задняя, и на расстоянии L, если трапеция
передняя (определяется по прототипу).
Оптимальное
отношение длины m бокового рычага трапеции к длине n
поперечной тяги m = (0,12…0,16)n.
Численные
значения m и n можно найти из подобия треугольников
, (1.3)
, (1.4)
где
-расстояние от шкворня до точки пересечения
продолжения осей боковых рычагов рулевой трапеции.
По
полученным данным выполняют в масштабе графическое построение рулевой трапеции.
Затем, построив через равные угловые промежутки положение цапфы внутреннего
колеса графически находят соответствующие положения наружного колеса и строят
график зависимости , которую называют фактической. Далее по уравнению
(2.5.2) строят теоретическую зависимость. Если максимальная разница между
теоретическим и фактическим значениями не превышает 1,50 при максимальном угле
поворота внутреннего колеса, то считается, что трапеция подобрана правильно.
Угловое
передаточное число рулевого управления-это отношение элементарного угла
поворота рулевого колеса к полусумме элементарных углов поворота наружного и
внутреннего колес. Оно переменно и зависит от передаточных чисел рулевого
механизма Uрм и рулевого привода U рп
(1..5)
Передаточное
число рулевого механизма -это отношение элементарного угла поворота рулевого
колеса к элементарному углу поворота вала сошки. Максимальное значение должно соответствовать нейтральному положению рулевого
колеса для легковых автомобилей и крайним положением рулевого колеса для
грузовых автомобилей без рулевых усилителей.
Передаточное
число рулевого привода -это отношение плеч рычагов привода. Поскольку положение
рычагов в процессе поворота рулевого колеса изменяется, то передаточное число
рулевого привода переменно: Uрп=0,85…2,0.
Силовое
передаточное число рулевого управления
(1.6)
где
-момент, приложенный к рулевому колесу;
-момент
сопротивления повороту управляемых колес.
При
проектировании автомобилей ограничивается как минимальное (60Н), так и
максимальное (120Н) усилие.
По ГОСТ 21398-75 для поворота на месте на бетонной поверхности усилие не
должно превышать для легковых автомобилей 400 Н, для грузовых автомобилей 700
Н.
Момент сопротивления повороту управляемых колес рассчитывают по
эмпирической формуле:
(1.7)
где
-коэффициент сцепления при повороте колеса на месте (=0,9…1,0);
Gk -нагрузка на
управляемое колесо, Н;
Рш
-давление воздуха в шине, МПа.
Параметры рулевого колеса.
Максимальный угол поворота рулевого колеса в каждую сторону находится в
пределах 540…10800 (1,5…3 оборота).
Диаметр рулевого колеса нормирован: для легковых и грузовых малой
грузоподъемности автомобилей он составляет 380…425 мм, а для грузовых
автомобилей 440…550 мм.
Усилие на рулевом колесе для поворота на месте
Рр.к
=Мс / (), (1.8)
где
Rpк -радиус рулевого колеса;
КПД
рулевого механизма. Прямой КПД -при передаче усилия от рулевого колеса к сошке
рм = 1 -
( Мтр1 / Мр.к ) (1.9)
где
Мтр1 -момент трения рулевого механизма, приведенный к рулевому колесу.
Обратный
КПД характеризует передачу усилия от сошки к рулевому колесу:
рм = 1 -
( Мтр2 / Мв.с ) (1.10)
где
Мтр2 - момент трения рулевого механизма, приведенный к валу сошки;
Мв.с
-момент на валу сошки, подведенный от управляемых колес.
КПД как прямой, так и обратный зависят от конструкции рулевого механизма
и имеют следующие значения:
рм
=0,6…0,95; рм =0,55…0,85
1.2 Расчет конструкции рулевых
механизмов
Червячные рулевые механизмы.
(ВАЗ-2105, -2106, -2107, ГАЗ-3102; ГАЗ-3307, УАЗ и др.).
Передаточное число (практически постоянно)
Uрм = Z2 / Z1 (1.11)
автомобиль рулевой тормозной гидропривод
Где Z1 -число заходов червяка;
Z2 -
число зубьев червячного колеса.
КПД:
прямой рм ≈ 0,85; обратный рм ≈ 0,70
Винтореечные
рулевые механизмы (ЗИЛ, КамАЗ, МАЗ и др.)
Передаточное число (практически постоянно)
Upм = 2 (1.12)
Где
r -радиус начальной окружности сектора;
hв -шаг винта.
КПД винтореечного механизма
Реечные
рулевые механизмы ().
(ВАЗ
- 2110, ВАЗ - 2115) и др.)
Угловое
передаточное число переменно
U = Cos (Θ0 ± Θ ) / r , (1.13)
где
- длина поворотного рычага;
Θ 0 - начальный угол установки поворотного рычага (при
нейтральном положении управляемых колес);
Θ - угол поворота управляемых колес;
r - радиус
шестерни.
Усилие,
передаваемое шестерней на зубчатую рейку
=
Pp.к Rp.к. / r , (1.14)
где
Pp.к. - усилие на рулевом колесе;
Rp.к. - радиус
рулевого колеса;
r- начальный радиус шестерни.
1.3 Расчет рулевых усилителей
Необходимость
установки рулевого усилителя определяется по соотношению усилий на рулевом
колесе: условному расчетному (400 Н для легковых и 700 Н для грузовых
автомобилей) и определяемому по формуле (1.8) при повороте на месте.
Если
вычисленное значение усилия превосходит условное расчетное, то на автомобиле
требуется установка рулевого усилителя.
Площадь
торца золотника, обращенного к реактивной камере, находящейся под давлением
Fз = Рр.к.Rр.к.Up.м. р.м. / Ржсош ,
(1.15)
где
сош - плечо рулевой сошки;
Рж
- давление в напорной гидролинии за вычетом давления слива.
Давление,
создаваемое гидронасосом, находится в пределах 6…10 МПа.
Имея
значение площади торца золотника, находят его диаметр.
Площадь
поршня гидроцилиндра
,
(1.16)
где
S - плечо поворотного рычага.
Подача
насоса (см3/мин.)
, (1.17)
где
Fгц - площадь поршня гидроцилиндра, см2;
гц -
рабочий ход поршня гидроцилиндра, соответствующий повороту управляемых колес из
одного крайнего положения в другое, см;
np.к -
максимальная частота вращения рулевого колеса (np.к = 70…100
мин-1)
α max -угол поворота рулевого
колеса из одного крайнего положения в другое, рад;
Н
-объемный КПД гидронасоса (Н = 0,7…0,8);
З
-коэффициент, учитывающий утечки через золотник (З =0,1).
1.4 Нагрузки в элементах рулевого управления
Рулевой
вал в большинстве конструкций выполняется полым. Рулевой вал нагружается
моментом
МР.К.
=РР.К. RР.К (1.18)
Напряжение
кручения полого вала
, (1.19)
где
dH и dв -наружный и внутренний диаметры рулевого вала;
Допустимое
напряжение кручения []=100 МПа.
Проверяется также угол закрутки рулевого вала, который допускается в
пределах 5…80 на 1 м длины вала.
Рулевой механизм.
Для механизма, включающего глобоидный червяк и ролик, определяется
контактное напряжение.
Контактное
напряжение в зацеплении
= Рх / (Fn) ,
(1.20)
где
Рх -осевое усилие, воспринимаемое червяком;
F -площадь
контакта одного гребня ролика с червяком (сумма площадей двух сегментов);
Осевая сила
Рх
= Мр.к. / () , (1.21)
Где
- начальный радиус червяка в горловом сечении;
-угол
подъема винтовой линии в том же сечении.
Площадь контакта одного гребня ролика с червяком
, (1.22)
где
r1 и r2 -диаметры червяка и ролика;
и-углы охвата границ площади контакта (угол между
радиусами, проведенными из центра окружности червяка и ролика, к крайним точкам
контактной площади).
Допустимое
напряжение =7 …8МПа
Винтореечный
механизм. В звене винт -шариковая гайка определяют радиальную нагрузку на один
шарик.
Условная
радиальная нагрузка на шарик.
, (1.23)
где
m -число рабочих винтов;
z -число шариков
на одном витке (находят из условия полного заполнения канавки);
-угол
контакта шариков с канавками (=450).
Контактное
напряжение, определяющее прочность шарика
(1.24)
где
kkp-коэффициент, зависящий от кривизны контактирующих
поверхностей (kkp=0,6…0,8);
Е
-модуль упругости первого рода (Е=200МПа);
dш -диаметр
шарика;
dк -диаметр
канавки;
Допустимое
напряжение =2500 …3500 МПа
Зубья сектора и рейки рассчитывают на изгиб и контактное напряжение по
ГОСТ 21354-87.
Окружное усилие на зубьях сектора
, (1.25)
где
rсек -радиус начальной окружности сектора;
Рж
-максимальное давление жидкости в усилителе;
Dгц -диаметр
гидроцилиндра усилителя.
Второе
слагаемое применяется в том случае, если усилитель нагружает рейку и сектор,
т.е. когда рулевой механизм объединен с гидроцилиндром.
Допустимое
напряжение =300 …400Мпа; =1500МПа.
Вал
рулевой сошки.
Напряжение
кручения вала сошки при наличии усилителя
, (1.26)
где
d -диаметр вала сошки.
Допустимое
напряжение =300 …350МПа
Рулевая
сошка. Основные виды напряжения: изгиб и кручение. Расчет ведут на сложное
сопротивление. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающее изгиб и кручение (при
наличии встроенного усилителя) (Рис. 2.12).
, (1.27)
где
-длина сошки (между осями вала и шарового пальца
сошки).
Напряжение
изгиба в опасном сечении (переходное сечение от отверстия под вал сошки в тело
сошки, т.е. у основания сошки).
, (1.28)
где
-расстояние от оси шарового пальца до опасного
сечения сошки;
Wи -осевой
момент сопротивления опасного сечения.
Напряжение
кручения
, (1.29)
где
-плечо действия силы (расстояние от центра шара до
центра посадки сошки на вал);
Wк -полярный
момент сопротивления опасного сечения.
Эквивалентное
напряжение
=300…400
МПа.
Шаровой
палец сошки.
Напряжение
изгиба
, (1.30)
=300…400МПа.
Напряжение
смятия (давление, которое определяет износостойкость шарового пальца с
диаметром шара dш).
; =25…35МПа (1.31)
Напряжение
среза при площади сечения шарового пальца у основания Fшп
(1.32)
Таким
же образом определяют нагрузки на шаровые пальцы всех шарнирных соединений
рулевого привода с учетом действующих на шаровой палец сил.
Продольная
тяга. Сила Рсош вызывает напряжение сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги
(Рис. 2.13).
Напряжение
сжатия
(1.33)
где
F-площадь сечения продольной тяги.
Критическое
напряжение при продольном изгибе
(1.34)
где
J-экваториальный момент инерции сечения тяги;
;
-длина
продольной тяги (по центрам шарниров);
E-модуль
упругости первого рода (E=200 МПа).
Запас
устойчивости
(1.35)
Напряжение
изгиба
(1.36)
где
S-плечо действия силы на
поворотный рычаг.
Напряжение
кручения
(1.37)
Допускаемое
эквивалентное напряжение
Боковые
рычаги трапеции испытывают напряжение изгиба и кручения под действием силы
(действующей вдоль поперечной рулевой тяги).
;
Напряжение
изгиба
(1.38)
Напряжение
кручения
(1.39)
Допускаемое
эквивалентное напряжение.
Поперечная
тяга трапеции. Тяга, нагруженная силой Рп.т, рассчитывается по той же методике,
что и продольная тяга, т.е. на сжатие и продольную устойчивость ().
2. Тормозное управление
.1 Расчет тормозных механизмов
Тормозные
моменты на колесах автомобиля (передних и задних), Н м
(2.1)
где
,-вес автомобиля с грузом, приходящий на передние и
задние колеса, Н;
-коэффициент
сцепления шин с дорожным покрытием, для сухого асфальта =0,8…0,9;
-динамический
радиус колес, м.
По
прототипу или заданию выбирают тип тормозного механизма и его основные размеры:
диаметр барабана (или диска) и ширина
колодки b (см. приложение 9). Затем эти размеры проверяют по
удельной нагрузке и удельной работе трения, которая определяет температуру
нагрева тормозного барабана.
Удельная
нагрузка на тормозные накладки
(2.2)
где
-полный вес автомобиля, Н;
-суммарная
площадь тормозных накладок.
Среднее
значение удельной нагрузки составляют: для легковых автомобилей 10…20 Н/см 2;
для грузовых автомобилей 20…40 Н/см2. Для автомобилей с дисковыми тормозными
механизмами удельные нагрузки соответственно выше.
Удельная
работа трения
(2.3)
где
-полная масса автомобиля, кг;
-максимальная
скорость автомобиля, км/ч.
Средние
значения удельной работы: для легковых автомобилей 1…2 кДж /см2 ; для грузовых
0,6…0,8 кДж /см2 .
Нагрев
тормозного барабана (диска) за одно торможение
(2.4)
где
-масса автомобиля, приходящаяся на тормозящее колесо,
кг;
-масса
барабана, кг;
-начальная
скорость торможения; =40 км/ч;
С
-удельная теплоемкость чугуна или стали, С=500 Дж /(кг.К).
Нагрев
барабана (диска) за одно торможение не должен превышать 200 С.
2.2 Расчет тормозных приводов
Тормозной
гидропривод
Расчет
гидравлического привода заключается в определении диаметров главного и рабочего
цилиндров, усилия на тормозной педали и ее ход, передаточного числа
педального (механической части) привода, необходимости применения усилителя.
Диаметр
рабочего цилиндра
(2.5)
где
-давление жидкости в приводе при экстренном
торможении. При служебных торможениях =4…6 МПа.
При экстренном торможении =10…15 МПа.
Р-
приводная сила создаваемая рабочим цилиндром на тормозных колодках. Приводная
сила определяется исходя из тормозного момента на одном колесе автомобиля и
зависит от типа тормозного механизма.
Для
тормозного механизма с равными приводными силами и односторонним расположением
опор (ГАЗ-3307) = = (т.е. приводная сила, действующая на активную колодку
равна приводной силе, действующей на пассивную колодку).
При
коэффициенте трения =0,35 и определенных допущениях, таких как: плечо
действия нормальных сил равно радиусу барабана ; плечо
действия приводных сил h равно двум радиусам барабана; коэффициент К0,
учитывающий плечо действия равнодействующей сил трения, равен 1 (К0=1),
приводную силу можно определить по формуле
(2.6)
где
-тормозной момент на барабане колеса.
Для
тормозного механизма с равными приводными силами и разнесенными опорами
(ГАЗ-31029, ГАЗ-66) характерно, что обе колодки активные при движении вперед.
Поэтому тормозные моменты, создаваемые обеими колодками, одинаковы.
Приведенная
сила в этом случае:
(2.7)
Для
дискового тормоза приводная сила определяется по формуле (Рис.2.17).
(2.8)
где
-среднее значение плеча приложения приводной силы (это
расстояние от оси вращения тормозного диска до оси симметрии тормозной колодки).
Усилие на
педали
(2.9)
где
-диаметр главного цилиндра, = (0,9…1,2);
-передаточное
число педального привода, которое определяется как отношение плеч педального
привода (=а/b);
-коэффициент
полного действия привода (=0,92…0,95).
Усиление на педали не должно превышать 500 Н для легковых автомобилей и
700 Н для грузовых. При больших значениях необходима установка в приводе
усилителя.
Ход педали зависит от числа тормозных механизмов и общего передаточного
числа тормозного привода. Для двухосного автомобиля ход педали рассчитывается
по формуле
(2.10)
где
-диаметр рабочих цилиндров тормозов передних колодок;
диаметр
рабочих цилиндров тормозов задних колес;
,,,-перемещения поршней под действием сили ;
-коэффициент,
учитывающий объемное расширение привода (в основном резиновых тормозных
шлангов), =1,05…1,1;
-холостой
ход педали (свободный ход педали).
Полный
ход педали должен также включать запас хода, компенсирующий износ накладок (до
упора педали в пол). Запас хода должен составлять 30…40% от полного хода
педали.
Для
легковых автомобилей полный ход педали не должен превышать 150 мм, для грузовых
автомобилей -180 мм.
Тормозной
пневмопривод.
Расчет
пневматического привода заключается в определении диаметров диафрагм тормозных
камер и тормозного крана, усилия на тормозной педали.
Расчет
ведется исходя из максимального тормозного момента, передаваемого колесом (см.
2.6.1), для двух типов тормозных механизмов: с кулаковым разжимом тормозных
колодок и клиновым.
Приводные
силы определяют по формулам:
Р/=Мтор/2
r; P// = 2P/ = Mтор/ r (2.11)
Момент
на валике разжимного кулака ( без учета трения)
Мв=Р/
r +Р// r =(Р/+Р//) r (2.12)
где
r-радиус кулака (его профиль принят эвольвентным, т.е. r=соnst).
Усилие на
штоке тормозной камеры
Ршт=Мв/ (2.13)
где
-расстояние от центра разжимного кулака до штока
тормозной камеры.
Площадь
диафрагмы тормозной камеры
1=Pшт/Рв (2.14)
где Рв -давление воздуха в полости тормозной камеры, минимальное его
значение принимают равным 0,6 МПа.
Диаметр
диафрагмы тормозной камеры
Д1= (2.15)
Усилие, действующее на поршень следящего механизма тормозного крана
Рп=РвF2+Рпр (2.16)
где F2-площадь диафрагмы тормозного крана;
Рпр -усилие пружины (принимают по прототипу);
Рв-давление воздуха в полости тормозного крана, принимают равным
Рв=6,5…7,5 МПа .
Усилие на
тормозной педали
Рпед=Рп b/а (2.17)
где а -верхнее плечо педального привода;
b
-нижнее плечо педального привода (значения принимаются по прототипу).
Приняв максимальное допускаемое усилие на тормозной педали Рпед=700Н и
определив Рп из (2.6.17), находят площадь диафрагмы тормозного крана F2 из (2.6.16) и ее диаметр Д2.
В тормозном механизме с клиновым раздвижным устройством (Рис.2.19,б)
приводные силы равные, т.е. Р/=Р//=Р.
Поэтому сила, действующая на шток клина будет равна
Ршт=2
Р tg (2.18)
где
-половина угла при вершине клина (обычно =5…60).
Дальнейший
расчет проводится в том же порядке, как и в первом случае.
.3
Расчет усилителей тормозных
гидроприводов
На легковых автомобилях устанавливают вакуумные усилители тормозного
привода, а на грузовых автомобилях с тормозным гидроприводом как вакуумные, так
и пневматические усилители.
Основные требования к усилителям:
·
обеспечение
пропорциональности между усилием на тормозной педали и усилием, создаваемым
усилителем (силовое следящее действие);
·
возможность
управления тормозной системой при выходе усилителя из строя или при
неработающем двигателе.
Коэффициент усиления гидровакуумного усилителя.
Ку=(Рж2-Рж1)/Рж1 (2.19)
где Рж2 -давление жидкости в правой полости гидроцилиндра усилителя.
Принимается равным 4-6 МПа при служебном и 10-15 МПа при экстренном
торможении;
Рж1 -давление жидкости, создаваемое педальным приводом в главном
цилиндре.
Обычно Ку=2…3
Из (2.1.9) определяем
Рж1= (2.20)
Диаметр
поршня главного цилиндра принимают по прототипу и определяют его площадь F1.
Усилие
на тормозной педали
Рпед= (2.21)
где
Uпп -передаточное число педального привода, которое
принимается из конструктивных соображений или по прототипу.
Активная площадь мембраны следящего устройства
F3= (2.22)
где
Р1 -давление воздуха над мембраной (атмосферное);
Р2
-вакуум под мембраной, равный вакууму во всасывающем коллекторе (расчетное
давление 0,05 МПа).
Рпр1
-усилие пружины мембраны (пружина подбирается по прототипу).
F2 -площадь
поршня следящего устройства (подбирается по прототипу).
Задавшись
величиной диаметра седла вакуумного клапана dвк, определяют
внешний диаметр мембраны следящего устройства
Дсу
= (2.23)
Активная площадь мембраны усилителя
(2.24)
где
F5 -площадь поршня гидроцилиндра усилителя (принимается
по прототипу);
Рпр2
-усилие пружины усилителя (принимается по прототипу).
Следует
отметить, что соотношение площадей F4 и F5 влияет на
усилие, развиваемое усилителем без изменения усилия на педали. Усилие на педали
будет зависеть только от соотношения площадей F1 и F2.
Литература
1. Вишняков
Н. Н., Вахламов В. К., Нарбут А. Н., Шлиппе И. С., Островцев А. Н. «Автомобиль.
Основы конструкции». Учебник.2-е изд.М.: Машиностроение, 1986
2. Литвинов
А. С., Фаробин Я. Е. Автомобиль: Теория эксплутационных свойств: Учебник для
ВУЗов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». М.:
Машиностроение, 1989.240с.
. Осепчугов
В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль (Анализ конструкции и элементы расчета):
Учебник. М.: Машиностроение, 1989.
. Гаспарянц
Г. К. Конструкция, основы теории и расчетаавтомобиля Учебник. М.:
Машиностроение, 1978.