Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей

  • Вид работы:
    Методичка
  • Предмет:
    Транспорт, грузоперевозки
  • Язык:
    Русский
    ,
    Формат файла:
    MS Word
    29,27 Кб
  • Опубликовано:
    2014-10-19
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!

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.

Похожие работы на - Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей

 

Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу
Без плагиата!