Сцепление автомобиля ГАЗ-53

Федеральное агентство по образованию Вологодский государственный технический университет Факультет: ПМ Кафедра: Автомобили и автомобильное хозяйство Дисциплина: Конструирование и расчёт автомобилей Расчётно-пояснительная записка к курсовому проекту

19.06.01 РПЗ Тема: Сцепление автомобиля ГАЗ-53

Выполнил: студент Калапышин Н.И.

Группа: МАХ-42

Проверил: Белков О.Л.

Вологда, 2008

Содержание Введение

1. Расчёт тяговой динамичности

1.1 Выбор основных параметров

1.2 Построение внешней скоростной характеристики

1.3 Построение лучевой диаграммы

1.4 Построение тяговой характеристики автомобиля

1.5 Построение динамической характеристики автомобиля

1.6 Построение графиков линейного ускорения автомобиля

1.7 Построение графиков обратного ускорения автомобиля

1.8 Определение времени и пути разгона

1.9 Построение мощностного баланса

2. Анализ конструкции и расчёт

2.1 Назначение

2.2 Требования, предъявляемые к данной системе

2.3 Классификация

3. Расчёт основных деталей

3.1 Выбор основных параметров ведомого диска сцепления

3.2 Оценка износостойкости сцепления

3.3 Оценка теплонапряжённости сцепления

3.4 Расчёт нажимных пружин на прочность

3.5 Расчёт пружин демпфера сцепления

3.6 Расчёт ступицы ведомого диска сцепления

3.7 Расчёт вала сцепления

3.8 Расчёт привода сцепления

4. Техническое обслуживание и уход за системой

5. Сравнение результатов расчёта с аналогом Заключение Список использованных источников Введение Перед автомобильной промышленностью в настоящее время стоят задачи, связанные с увеличением выпуска экономичных автомобилей с дизельными двигателями, позволяющих значительно сократить расход топлива, а следовательно и затраты на него. Одновременно с ростом производства автомобилей особо большой грузоподъемности необходимо создавать мощности для выпуска грузовых автомобилей малой грузоподъёмности. В настоящее время значительные работы по увеличению выпуска и повышению надёжности автомобилей, работающих на сжатом и сжиженном газах. Возрастает производство специализированных автомобилей и прицепов для перевозки различных грузов. Предусматривается уменьшить на 15−20% удельную металлоёмкость, увеличить ресурс, снизить трудоёмкость технического обслуживания автомобилей, повысить все виды безопасности.

Курсовой проект по дисциплине «Конструирование и расчёт автомобилей» является творческой работой, целью которой служит приобретение навыков, использование знаний, полученных как в самом курсе, так и в ряде профилирующих дисциплин, на которых базируется этот курс. Получение навыков аналитического определения показателей эксплуатационных свойств и конструктивных параметров автомобиля, закрепление навыков чёткого изложения и защиты результатов самостоятельной работы.

1. Расчёт тяговой динамичности

1.1 Выбор основных параметров [5]

Таблица 1.1

Основные параметры автомобиля ГАЗ-53А

1.2 Построение внешней скоростной характеристики [5]

Внешней скоростной характеристикой двигателя называется зависимость эффективной мощности и эффективного крутящего момента от частоты вращения коленчатого вала при полном открытии дроссельной заслонки.

Внешняя скоростная характеристика двигателя имеет следующие характерные точки:

1) ?мах — максимальная угловая частота вращения коленчатого вала двигателя.

2) ?N — угловая частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальной мощности двигателя.

Участок характеристики? N — ?мах характеризуется повышенными механическими потерями и ухудшенным наполнением цилиндра, поэтому кривая мощности на этом участке падает. Эта часть скоростной характеристики обычно используется только у легковых автомобилей. Обычно принимают? мах = (1,05−1,25) ?N .

Внешняя скоростная характеристика автомобиля ГАЗ-53А строится до? мах = 1,2 ?N = 400 .

3) ?М — угловая частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальному крутящему моменту.

4) Диапазон изменения частоты вращения? min = 60…100 является наиболее приемлемым для автомобильных двигателей. Для автомобиля ГАЗ-53А ?min = 63 .

Для построения кривых эффективной мощности и эффективного крутящего момента двигателя рассчитывают 8 точек.

Определение текущих значений мощности производится по формуле:

Ne = Ne max [a+вс],

где Ne — текущее значение эффективной мощности двигателя, кВт;

Ne max — максимальная мощность, кВт;

?е — текущее значение угловой частоты двигателя, ;

?N — угловая частота вращения при максимальной мощности, ;

а, в, с — постоянные коэффициенты, для данного двигателя, а = 0,667; в = 1,4; с = 1,067.

Ne = 84,8•[0,667•+1,4•- 1,067•] = 14,2 кВт.

Крутящий момент двигателя определяется по формуле:

Мк = 1000•, Н•м Мк = 1000• = 225,4 Н•м.

Таблица 1.2

Результаты расчёта внешней скоростной характеристики

Графики внешней скоростной характеристики представлены на рис. 1.2.

1.3 Построение лучевой диаграммы [5]

Лучевой диаграммой называют зависимость скорости автомобиля от частоты вращения коленчатого вала двигателя при постоянном значении передаточного числа. Лучевая диаграмма строится для каждой передачи.

Лучевую диаграмму (рис. 1.3) строят исходя из условия:

uг =,

отсюда

V =,

где? — частота вращения коленчатого вала;

uг — передаточное число главной передачи;

uкi — передаточное число i-той передачи;

rк = rст = 0,5•d+?•B•?см — радиус качения колеса, где d — диаметр обода колеса, м;

? — отношение высоты покрышки к ширине,(0,95−1);

В — ширина покрышки, м;

?см — коэффициент смятия шины,(для диагональных шин 0,85…0,9).

Марка шин — 240−508(8,25−20),

отсюда

rк = 0,5•0,508+0,95•0,24•0,87=0,452 м.

Расчёт ведём для каждой передачи, т.к. зависимость V = f (?) — линейная, а при? = 0, V = 0, то рассчитываем только максимальные значения точек диаграммы (?N =335 рад/с).

Таблица 1.3

Результаты расчёта лучевой диаграммы

1.4 Построение тяговой характеристики автомобиля [5]

Тяговая характеристика или силовой баланс показывает распределение полной окружной силы на ведущих колёсах по отдельным видам сопротивлений:

Рк = Р?+РW+Pj, Н, где Р? — сила сопротивления воздуха;

РW — сила суммарного дорожного сопротивления;

Pj — сила сопротивления инерции.

Полная окружная сила на всех передачах определяется по формуле:

Рк =, Н, Силу суммарного дорожного сопротивления определяют по формуле:

Р? = Gа•? = Gа (f±i), Н, где f = f0 — коэффициент сопротивления качению;

f0 =0,02 — для грузового автомобиля (на малых скоростях);

i — коэффициент сопротивления подъёму (i=0 — горизонтальный участок дороги).

Силу сопротивления воздуха находят по формуле:

РW = k•F•V2, Н.

Сила сопротивления инерции определяется:

Pj =Рк-Р?+РW, Н.

Результаты вычислений заносят в табл. 1.4.

Таблица 1.4

Результаты расчёта силового баланса

По данным таблицы 1.4 строят график силового баланса (рис. 1.4).

1.5 Построение динамической характеристики автомобиля [5]

Тяговая характеристика недостаточно удобна для правильной оценки тяговых свойств автомобилей, обладающих различной массой, т.к. при одинаковых значениях Рсв = Рк — РW они будут иметь на одной и той же дороге различные максимальные скорости, различные ускорения, преодолевать неодинаковые подъёмы и др.

Более удобно пользоваться безразмерной величиной — динамическим фактором

D = Рсв/Rа = (Рк — РW)/Rа.

На основании силового баланса можно записать:

D =? +•j ,

где? — коэффициент учёта вращающихся масс;

j — ускорение автомобиля, м/с2;

g — ускорение свободного падения, м/с2.

При равномерном движении D = ?, в этом случае динамический фактор определяет дорожное сопротивление, которое может преодолевать автомобиль на соответствующей передаче при определённой скорости.

Результаты вычислений заносим в табл. 1.5.

Таблица 1.5

Результаты вычислений динамической характеристики

Динамическая характеристика представлена на рис. 1.5.

1.6 Построение графиков линейного ускорения автомобиля [5]

Величину ускорения на каждой передаче можно определить по формуле:

j = (D — ?)•,

где j — ускорение при разгоне, м/с2;

? — коэффициент учёта вращающихся масс, его величину можно вычислить по эмпирической формуле:

? = 1,04+d•uкi2,

где d — постоянный коэффициент (0,03…0,07). Принимаем d = 0,05, тогда

?1=3,19; ?2=1,52; ?3=1,19; ?4=1,09.

Результаты расчёта заносим в табл. 1.6.

Таблица 1.6

Результаты расчёта линейного ускорения автомобиля

График линейного ускорения представлен на рис. 1.6.

1.7 Построение графиков обратного ускорения автомобиля [5]

График обратного ускорения строится для определения времени и пути разгона. Поскольку величина, обратная ускорению при скорости, близкой к максимальной имеет большое значение, то построение ограничивают скоростью V = 0,8•Vмах. В данном случае V = 0,8•22,2 = 17,76 м/с.

Результаты вычислений заносим в таблицу 1.7.

Таблица 1.7

Результаты расчёта обратного ускорения автомобиля

График обратного ускорения представлен на рис. 1.7.

1.8 Определение времени и пути разгона [5]

Время и путь разгона определяют графоаналитическим методом, скорость, до которой разгоняют автомобиль, равна 64 км/ч (17,16 м/с). График обратного ускорения (рис. 1.6) разбивается на ряд интервалов скоростей, в каждом из которых определяется площадь, заключенная между кривой величин, обратного ускорения и осью абсцисс, эта площадь Fi соответствует времени движения: ?ti = Fi = (Vi+1 — Vi)/jср.

Общее время разгона определяем по формуле:

tразгона = .

Время переключения передач? tп = 2 сек.

При расчёте условно считается, что разгон на каждой передаче определяется при максимальной угловой частоте вращения коленчатого вала двигателя. Падение скорости за время переключения передач определяется по формуле:

?Vп = 3,6•,

где ?' - коэффициент учёта вращающихся масс автомобиля, когда двигатель отсоединён от колёс, равен 1,04.

Расчёт времени разгона на следующей передаче производится с учётом уменьшения скорости за время переключения.

График времени разгона представлен на рис. 1.7.

Для определения пути разгона подсчитывают площади, заключенные между кривой и осью ординат (рис. 1.6). Путь разгона на каждом интервале определяется по формуле: ?Si = Vi ср •?ti .

Общий путь разгона:

Sразг = .

Результаты расчёта сводим в таблице 1.9.

Таблица 1.8.1

Результаты расчёта времени разгона

Таблица 1.8.2

Результаты расчёта пути разгона

1.9 Построение мощностного баланса [5]

Мощностной баланс показывает распределение мощности двигателя на всех передачах по отдельным видам сопротивлений:

Ne = N? + NW + Nj + Nтр, кВт, или

Nк = N? + NW + Nj, кВт, где N? — мощность, затрачиваемая на преодоление дорожного сопротивления (N? = Р? •V/1000, кВт);

Nе — эффективная мощность двигателя, кВт;

NW — мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха (NW = PW •V/1000,кВт);

Nтр — потери мощности в трансмиссии, кВт.

Мощность на ведущих колёсах автомобиля находиться по формуле:

Nк = Nв •?тр, кВт, где? тр = 0,9 — КПД трансмиссии.

Потери мощности суммарного дорожного сопротивления определяются затратами мощности Nf, затраченной на преодоление сопротивления подъёму:

Результаты расчета заносим в таблицу 1.9.

Таблица 1.9

Результаты расчёта мощностного баланса

График мощностного баланса представлен на рис. 1.9.

2. Анализ конструкции и расчёт сцепления автомобиля

2.1 Назначение Сцепление осуществляет временное разобщение трансмиссии от двигателя, что необходимо при включении передач и торможении. Оно обеспечивает плавное соединение двигателя и трансмиссии при трогании автомобиля. Включение сцепления облегчает запуск двигателя при низких температурах.

2.2 Требования, предъявляемые к данной системе

Особое внимание следует уделить выполнению специальных требований по обеспечению: плавности, полноты включения, чистоты включения, минимального момента инерции ведомых частей, постоянство нажимного усилия независимо от износа трущихся поверхностей, минимальной затраты физических усилий на управление и хорошей уравновешенности.

автомобиль сцепление пружина прочность

2.3 Классификация

Сцепление классифицируют:

I — По характеру связи между ведущими и ведомыми деталями:

— фрикционные;

— гидравлические;

— электромагнитные.

II — По форме трущихся поверхностей фрикционные сцепления делятся на следующие:

— дисковые;

— специальные (конусные, ленточные и др.).

В свою очередь дисковые сцепления бывают двух видов:

— с сухими дисками;

— с дисками в масле.

По числу дисков сцепления различаются:

— однодисковые;

— двухдисковые;

— трехдисковые;

— многодисковые.

III — По способу создания нажимного усилия дисковые сцепления могут быть:

— пружинные (с периферийным расположением пружин или с одной центральной);

— полуцентробежные (усилие создается пружинами и центральными грузиками);

— центробежные (усилие создается центробежными грузиками);

— электромагнитные (усилие создается электромагнитным полем).

IV — По конструкции привода:

— механический привод;

— гидравлический привод;

— пневматический привод.

V — По управлению сцепление может быть:

— неавтоматическое;

— неавтоматическое с усилителем;

— автоматическое.

3. Расчёт основных деталей

3.1 Выбор основных параметров ведомого диска сцепления [2]

Наружный диаметр ведомого диска выбирается в соответствии с рекомендациями ГОСТа 12 238 — 76, исходя из максимального крутящего момента двигателя и максимальной угловой скорости вращения его маховика.

Берем: сцепление однодисковое; DН = 200 мм; DВ = 140 мм.

3.2 Оценка износостойкости сцепления [2]

Фрикционные накладки ведомых дисков сцепления относят к наименее износостойким узлам.

Степень нагружения и износостоикость накладок принято оценивать двумя основными параметрами:

— удельным давлением на фрикционные поверхности;

— удельной работой буксования сцепления.

Давление po рассчитывается по формуле:

где PПР — сила нормального сжатия дисков, Н;

F — площадь рабочей поверхности одной фрикционной накладки, м2, которая находится по формуле:

[po] - допускаемое напряжение, обеспечивающее потребный ресурс работы накладок, МПа.

0,14 МПа 0,25 МПа, Увеличение износостойкости сцепления достигается улучшением эксплуатационных характеристик материала накладок, а также ограничением степени нагружения последних.

Число поверхностей трения определяется количеством ведомых дисков сцепления: при одном ведомом диске i = 2;

Соотношение между силой нормального сжатия PПР и расчетным моментом сил трения MС описывается равенством:

где Mg max — максимальный момент двигателя, ;

— коэффициент запаса сцепления (= 1,7);

i — число поверхностей трения (i = 2);

— коэффициент трения 0,25 0,3 (= 0,3);

RСР — средний радиус трения, м, который находится по формуле:

Найденное давление po не должно превышать допустимое [po] = 0,25 МПа. Если условие не соблюдается, то нужно изменить диаметральные размеры фрикционных накладок.

Приемлемость скорректированных диаметральных размеров и заданной толщины накладок оценивается по результатам расчета удельной работы буксования сцепления:

где L УД — удельная работа буксования, ;

L б — работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места, Дж;

FСУМ — суммарная площадь рабочих поверхностей накладок, м2.

Работа буксования сцепления при трогании автомобиля с места вычисляется по формуле:

где Mg max — максимальный момент двигателя, ;

I, а — момент инерции автомобиля, приведенный к входному валу коробки передач, ;

b — коэффициент, равный 1,23 для карбюраторных двигателей;

M m — момент сопротивления движению при трогании с места, ;

— расчетная угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя,, которая находится по формуле:

где М — угловая скорость при максимальном крутящем моменте, .

Момент инерции автомобиля приведенный к входному валу коробки передач I a определяется (применительно к 1ой передаче — для всех легковых автомобилей и полностью груженных автопоездов; ко 2ой передаче — для всех полностью груженных одиночных грузовых автомобилей) по формуле:

где m a — полная масса автомобиля, Н;

m п — полная масса прицепа, Н;

— коэффициент учета вращающихся масс (= 1,05).

Момент сопротивления движению при трогании автомобиля с места вычисляется по формуле:

где — коэффициент сопротивления качению (= 0,016).

3.3 Оценка теплонапряжённости сцепления [2]

Работа сцепления с буксованием сопровождается значительным тепловыделением. Экспериментально установлено, что фрикционные материалы могут удовлетворительно работать, если не превышать некоторой границы прироста температур t для рабочих поверхностей дисков за одно включение при трогании с места без учета теплоотдачи в окружающую среду. Нагрев деталей сцепления за одно включение можно определить по формуле:

где — коэффициент перераспределения теплоты между деталями (= 0,5);

Сд — теплоёмкость детали (Сд = 482);

mд — масса детали, (mд = 2,5 кг).

При проектировании сцепления — это соотношение обычно используют для определения минимально возможной массы детали mд или толщины д ведущих дисков из условия допустимого прироста температуры t. Если принять в первом приближении равенство диаметральных размеров фрикционных накладок, нажимного и промежуточного диска, то минимальная толщина последних определяется выражением:

где L б — работа буксования сцепления, Дж;

— плотность материала диска (для чугуна =).

Толщину фрикционных накладок выбирают в зависимости от соотношения удельной расчетной и допустимой работой буксования сцепления. Если Lуд[Lуд] можно принять минимальную толщину из ряда, представляемого в табл. 2.2. Принимаем = 5 мм.

Ввиду значительных сил трения, возникающих между ведомым диском и фрикционными накладками при их соединении заклёпками, последние практически не испытывают напряжений среза. Поэтому диаметр, число и место размещения заклёпок обычно выбирают конструктивно, ориентируясь на прототипы узла. Длину заклёпки и заглубление головок выбирают из условия возможности истирания не менее половины начальной толщины накладок без касания головками ведущих дисков.

3.4 Расчёт нажимных пружин сцепления [2]

Для обеспечения компактности сцепления и упрощения производства пружины максимальное усилие, развиваемое одной пружиной, стремятся ограничить. Обычно где — усилие, развиваемое одной пружиной, Н;

z — число пружин (z = 6).

Следует помнить, что одно и тоже расчётное усилие можно получить, варьируя в широких пределах соотношение диаметров:

где D — диаметр витка пружин, мм;

d — диаметр проволоки, мм.

Оптимальная линейная и изгибающая жесткости пружин сцепления достигаются при m = 5…9.

где y — коэффициент концентрации напряжений, зависящий от m;

[] - допустимое напряжение кручения ([] = 800 МПа).

По известным величинам d и m определяем диаметр витка пружин:

Число рабочих витков пружины находят из условия обеспечения необходимой её жесткости С по формуле:

где G — модуль упругости при кручении (G = МПа).

Выражая D и d в мм, а С — в формулу можно упростить:

Жёсткость пружины:

где Р — приращение силы сопротивления пружины при вкл. сцепления, Н;

f — приращение сжатия пружины (ход нажимного диска) при включении сцепления, мм.

В сцеплении отечественных автомобилей nр = 4…9. Полное число витков nп = nр+2 = 4+2 = 6 (где два опорных витка обычно торцуют на окружности нормально к оси пружин.

Материал пружин: сталь 65 Г.

3.5 Расчёт пружин демпфера сцепления [2]

Пружины демпфера сцепления являются элементом упругой системы трансмиссии, и подбор их связан с решением сложной задачи колебаний трансмиссии. Поэтому в курсовом проекте можно ограничиться либо проверочным расчётом, либо приближенным подбором на основе данных по существующим конструкциям.

Данные по выполненным конструкциям:

1. z — число пружин, 6 8;

2. d — диаметр проволоки, 3 4 мм;

3. D — средний диаметр витка, 15 18 мм;

4. nп — полное число витков, 5 6;

5. С — жесткость пружин, 100 300 ;

6. Мпр — момент трения фрикционных элементов демпфера, 20 100 ;

Момент предварительной затяжки пружин должен составлять 15 — 20% максимального крутящего момента двигателя:

Максимальное напряжение пружин демпфера необходимо рассчитывать исходя из максимального момента, передаваемого демпфером сцепления:

где n — число ведомых дисков сцепления (n = 1).

Усилие, сжимающее одну пружину демпфера:

где R — радиус приложения усилия к пружине (R = 0,008 м);

z — число пружин (z = 5).

Принимая во внимание большую жесткость пружин демпфера, напряжение необходимо вычислить по формуле, учитывающей форму сечения, кривизну витка и влияние поперечной силы:

МПа [] = 900 МПа,

3.6 Расчёт ступицы ведомого диска сцепления [2]

Смятие шлиц ступицы:

l — длина шлиц (l = 32 мм);

dн — наружный диаметр шлиц (dн = 35 мм);

z — число шлиц (z = 10);

dв — внутренний диаметр шлиц (dв = 28 мм);

— коэффициент точности прилегания шлиц (= 0,75);

[] - допускаемое напряжение ([] = 25 МПа).

МПа [] = 25 МПа, Срез шлиц ступицы:

где b — ширина шлиц (b = 4 мм);

[] - допускаемое напряжение ([] = 15 МПа).

МПа [] = 15 МПа, Материал ступицы: сталь 40 Х.

3.7 Расчёт вала сцепления [2]

Вал сцепления рассчитывается на скручивание по диаметру впадин шлицевой части. Задав допускаемое напряжение кручения [max] = 70 МПа, находят:

мм, Окончательное значение принимают при выборе параметров шлицевого соединения по ГОСТу 6038 — 92.

Шлицы проверяют на смятие и срез. Проверка шлицев на смятие производится по формуле:

МПа, где — средний радиус приложения окружной силы, м;

h и l — высота и длина шлицев ступицы ведомого диска, м.

Для автомобильных сцеплений l = (1,2 1,5).

МПа [] = 15 МПа, Проверка шлицев на срез производится по формуле:

МПа [] = 10МПа

3.8 Расчёт привода сцепления [2]

Усилие на педали включения вычисляется с учётом увеличения, силы нажимных пружин при включении на 20%.

где U — общее передаточное число привода;

п — КПД привода (п = 0,75).

Общее передаточное число привода находим по формуле:

U1 — передаточное число педального привода;

U2 — передаточное число рачагов механизма выключения сцепления;

Согласно конструкции сцепления и его привода для автомобиля ГАЗ-53А выбраны следующие значения параметров:

а = 350 мм; b = 65 мм; f = 16 мм; l = 75 мм;

с = 155 мм; d = 100 мм;

Схема привода представлена на схеме (рис. 9).

Рис. 9 — схема привода сцепления

4. Техническое обслуживание и уход за системой Уход за сцеплением заключается в периодической проверке и замене накладок ведомого диска при их износе, регулировке привода сцепления для оптимального включения и выключения сцепления.

О степени изношенности фрикционных накладок можно судить по расстоянию между маховиком и нажимным диском при включении сцепления. Если это расстояние составляет лишь 5 мм, то целесообразно снять ведомый диск для осмотра и замены фрикционных накладок.

Расстояние между маховиком и нажимным диском необходимо проверять через 40 000 50 000 км при эксплуатации автомобиля в нормальных условиях (дороги Iой категории) и через 10 000 20 000 км при эксплуатации в тяжелых условиях (дороги IIой и IIIей категории).

5. Сравнение результатов расчёта с аналогом

Таблица 4

Заключение

В ходе выполнения данного курсового проекта были произведены тягово-динамический расчёт автомобиля «ГАЗ-53А», а также спроектировано сухое фрикционное однодисковое сцепление, с механическим приводом, неавтоматическое устанавливаемое на автомобиль «ГАЗ-53А».

Параметры спроектированного сцепления изначально не отличаются от размеров сцепления применяемых на автомобиле «ГАЗ-53А». Заложенный ресурс сцепления при эксплуатации автомобиля по дорогам Iой категории равен 75 000 км пробега автомобиля. ТО — 1 нужно проводить через 50 000 60 000 км пробега при эксплуатации в тех же условиях и через 30 000 35 000 км пробега при эксплуатации по дорогам IIой и IIIей категории.

Список использованных источников

1. Баринов, А. А. Автотранспортные средства: Методические указания по выполнению курсового проекта / А. А. Баринов, Г. И. Шаров. — Вологда: ВоГТУ, 1985. — 37с.

2. Баринов, А. А. Элементы расчёта агрегатов автомобиля: Учебное пособие / А. А. Баринов. — Вологда: ВоГТУ, 2002. — 147с.

3. Краткий автомобильный справочник: Гос. НИИ автомобильного транспорта. — М.: МинТранс, 1979. 464с.

4. Осепчугов, В. В. Автомобили: Анализ конструкций элементов расчёта / В. В. Осепчугов, А. К. Фрумкин. — М.: Машиностроение, 1989. — 304с.

5. Баринов, А. А. Практикум по определению основных параметров автомобиля: Учебное пособие / А. А. Баринов. — Вологда: ВоГТУ, 2001. — 87с.