Тяговый расчет Урала 4320

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

« НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра «МЕХАНИЗАЦИЯ СТРОИТЕЛЬСТВА»

Тяговый расчет Урала 4320

Выполнил студент ПДСМ IV курса 3 группы

Проверил доцент кафедры МС Тресков В.П.

Москва 2016



Оглавление

Введение

Исходные данные

1. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

2. Тяговый расчет автомобиля

2.1 Уравнение тягового баланса

2.2 Определение силы тяги на ведущих колесах автомобиля

2.2.1 Определение передаточного числа трансмиссии

2.2.2 Определение КПД трансмиссии на каждой передачи

2.2.3 Определение радиуса автомобильного колеса

2.3 Определение скорости движения автомобиля на различных передачах

2.4 Определение силы сопротивления дороги

2.5 Определение силы сопротивления воздуха

2.6 Определение силы инерции

Библиографический список



Введение

Тяговый расчет автомобиля производится с целью определения его тяговых и динамических качеств.

Исследование тяговых характеристик автомобилей и получение расчетных графических зависимостей на различных режимах работы могут быть использованы при решении ряда практических задач, возникающих в процессе эксплуатации автотранспорта. Целями работы являются:

- углубление и закрепление знаний, полученных при изучении основ теории автомобилей;

- обучение навыкам самостоятельного выполнения тягового расчета и решения ряда практических задач.

Работа заключается в выполнении тягового расчета грузовой автомашины состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части, включающей построение графиков: внешней скоростной характеристики двигателя, тягового баланса автомобиля.

Составление расчетно-пояснительной записки и построение графиков ведется параллельно.



Исходные данные

Марка автомобиля	Урал 4320
Колесная формула	6х6
Грузоподъемность, кН	50
Собственный вес, кН	80,2
Тип двигателя	Дизельный 4-х тактный
Макс. мощность двигателя, кВт	154
Частота вращения при макс. мощности, с-1	43,4
Передаточные числа коробки передач
I-ой	5,61
II-ой	2,89
III-ой	1,64
IV-ой	1,0
V-ой	0,723
Передаточное число раздат. коробки	2,152
Передат. число главн. передачи	7,32
Размер шин (Bxd), дюйм	14-20
Колея, м	2,0
Максим. высота, м	2,87
Уклоны дороги, град.
а1	9
а2	1
Тип дороги	Гравий

Продольный профиль пути

В работе рассматриваем движение автомобиля груженого от т.А к т.В и порожнего от т.В к т.А.



1. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Автомобиль движется под воздействием на него сил и моментов, которые разделяют на движущие и оказывающие сопротивление движению.

Основной движущей силой является касательная реакция дороги на ведущее колесо автомобиля. Она возникает при движении автомобиля от двигателя и обусловлена возникновением силы тяги (равной касательной реакции) на ведущих колесах автомобиля и взаимодействием колес с поверхностью дороги.

Для определения максимально возможной величины этой тяговой силы (касательной реакции) расчеты базируют на внешней скоростной характеристике двигателя.

Внешней скоростной характеристикой называют зависимость эффективной мощности и эффективного крутящего момента снимаемых с коленчатого вала двигателя от частоты его вращения (числа оборотов) при максимальной подаче топлива.

Внешнюю скоростную характеристику двигателя определяют при испытании двигателя на специальном тормозном стенде.

При отсутствии экспериментальных данных используют эмпирические зависимости.

Определение точек кривой эффективной мощности N_е = f (n_е)

(1)

Где N_max и n_N - соответственно значение максимальной эффективной мощности, кВт, и соответствующее ему значение частоты вращения коленчатого вала, с^-1;

N_е и n_е - текущие значения эффективной мощности, кВт, и соответствующее ему значение частоты вращения коленчатого вала, с^-1;

a = 0,53; b = 1,56; c = 1,09 коэффициент для четырехтактных дизелей;

К - коэффициент, представляющий приближенные значения выражения, заключенного в квадратные скобки в выше приведенной формуле.

Минимальная частота вращения коленчатого вала двигателя принимается в пределах 6…13,0 с^-1, максимальная частота соответствует 1,0 n_N (для дизелей).

Значения коэффициента К определяем по таблице 1, где он посчитан для значений отношений частот вращения n_е, к n_N равным 0,2; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,7; 0,8; 0,9 и 1,0 для дизельных двигателей

Таблица 1. Ориентировочные значения коэффициента К для дизельных двигателей

Тип двигателя	Отношение частот вращения, nе/nN
	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0
Дизельный четырехтактный	0,14	0,25	0,37	0,5	0,62	0,74	0,84	0,93	1,0

Определение точек кривой эффективной мощности М_е = f (n_е)

М_е = 1000 N_е/щ = 159,24 N_е/n_е, Н.м, (2)

где щ - угловая скорость, рад·с^-1;

N_е и n_е - текущие значения эффективной мощности, кВт, и соответствующее ему значение частоты вращения коленчатого вала, с^-1;

Значения частоты вращения n_е, коэффициента К, эффективной мощности N_е и эффективного момента М_е, полученные при различных соотношениях частот n_е / n_N заносим в таблицу 2.



Таблица 2

	Отношение частот вращения, nе/nN
Параметры	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1
Частота вращения, nе, с-1	8,68	13,02	17,36	21,70	26,04	30,38	34,72	39,06	43,40
Коэффициент К	0,14	0,25	0,37	0,5	0,62	0,74	0,84	0,93	1
Эффективная мощность Nе, кВт	21,56	38,5	56,98	77	95,48	113,96	129,36	143,22	154
Эффективный момент, Ме, Н.м	395,53	470,87	522,67	565,05	583,88	597,33	593,30	583,88	565,05

По данным табл. 1.2. строим внешнюю скоростную характеристику двигателя Рис.1.1.

Рис.1.1. Внешняя скоростная характеристика двигателя



2. Тяговый расчет автомобиля

2.1 Уравнение тягового баланса

При движении автомобиля тяговая сила Р_т на ведущих колесах (рис. 2.1.) затрачивается на преодоление сил сопротивления движению, т. е.

Р_т=Р_д+ Р_в ± Р_и ; (3)

где Р_т - сила тяги на ведущих колесах, Н

Р_д - сила сопротивления дороги, Н;

Р_в - сила сопротивления воздуха, Н;

Р_и - сила инерции, Н.

Это уравнение движения называют уравнением тягового баланса автомобиля. автомобильный тяговый двигатель дизельный

Рис. 2.1. Схема сил, действующих на автомобиль в общем случае движения

2.2 Определение силы тяги на ведущих колесах автомобиля

Отношение момента на полуосях к радиусу ведущих колес при их равномерном вращении называют тяговой силой Р_т.

Момент, подводимый к полуосям ведущих колес при равномерном движении автомобиля (равномерное вращение коленчатого вала), равен:

М_т=М_е.i_тр.з_тр,Н.м, (4)

где i _тр - передаточное число трансмиссии;

з _тр - КПД трансмиссии.

При неравномерном вращении коленчатого вала возникает момент, вызванный инерцией маховика, деталей трансмиссии (шестерен и валов) и ведущих колес и направленные противоположно ускорению. Инерционные моменты деталей трансмиссии незначительны по сравнению с моментом инерции маховика и их обычно не учитывают.

Тогда момент, подводимый к полуосям ведущих колес, равен

М_т? = (М_е - I_m е_m ) i _тр з _тр , Н.м, (5)

где I_m - момент инерции маховика, Н.м.с^-2;

е_m - угловое ускорение маховика, с^-2;

Первый член уравнения - тяговая сила равна:

Р_т=М_еi_трз_тр//r_к. (6)

где М_е - крутящий момент двигателя, Нм;

i _тр - передаточное число трансмиссии;

з _тр - КПД трансмиссии;

r_к - радиус качения колеса, м.

Величина тяговой силы Р_т на ведущих колесах автомобиля, необходимая для его движения, ограничивается сцеплением шин с поверхностью дороги.

Под силой сцепления Р_сц понимают силу, противодействующую скольжению колес относительно поверхности дороги. Она равна силе трения, возникающей в месте контакта шины с дорогой. Величина силы сцепления зависит от нормального давления ведущих колес на дорогу и коэффициента сцепления ц:

Р_сцz= G? . ц, (7)

где G? - вес автомобиля, приходящийся на ведущие колеса, Н

В зависимости от направления скольжения колес различают коэффициенты продольного (цх ) и поперечного ( цy ) сцепления. Обычно принимают коэффициент поперечного сцепления цy равным цх и обозначают его как ц.

Коэффициент сцепления зависит от типа и состояния дорожного покрытия, рисунка протектора и степени изношенности шины, давления воздуха в шине, скорости движения автомобиля и вертикальной нагрузки на колесо.

Численное значение коэффициента сцепления ц значительно уменьшается при движении автомобиля по мокрому асфальтобетонному или обледенелому покрытию, особенно с увеличением скорости движения автомобиля.

Чаще всего колеса буксуют при резком трогании автомобиля и при движении по скользкой дороге, когда Рт > Рсц.

На твердых сухих дорожных покрытиях с увеличением давления воздуха в шине, вертикальной нагрузки и скорости движения величина коэффициента сцепления снижается.

Ввиду большого числа факторов, влияющих на величину ц, и трудности их учета в расчетах пользуются средними значениями ц, приведенными в таблице 3.



Таблица 3 Значения коэффициента сцепления

Дорожное покрытие:	Состояние дороги
	Сухое	Мокрое
Бетон	0,8	0,5
Асфальт	0,7	0,4
Грунт	0,6	0,3
Укатанный снег	0,3	0,2
Лед ровный	0,1	0,08

2.2.1 Определение передаточного числа трансмиссии

i_тр=i_кпх i _рк х i _гл , (8)

где i _кп - передаточное число коробки передач;

i _рк - передаточное число раздаточной коробки на высшей передаче;

i _гл - передаточное число главной передачи.

Результаты расчетов сводим в таблицу 4.

Таблица 4 Результаты определения передаточного числа трансмиссии

Параметры	Номер передачи
	I	II	III	IV	V
i кп	5,61	2,89	1,64	1,0	0,723
i рк	1,0
I гл	7,32
i тр	41,07	21,15	12,01	7,32	5,29

Т.к. дорожные условия движения автомобиля удовлетворительные, то раздаточную коробку не включаем, т.е. i _рк = 1,0

.2.2 Определение КПД трансмиссии на каждой передачи

В процессе движения автомобиля часть энергии, передаваемой трансмиссией, затрачивается на преодоление трения между зубьями шестерен, в подшипниках валов и карданных шарнирах, а также на разбрызгивание и взбалтывание масла в картерах агрегатов (гидравлические потери).

Трение между зубьями шестерен и в карданных шарнирах зависит от величины передаваемой нагрузки, качества изготовления и монтажа деталей. Гидравлические потери зависят, главным образом, от количества и вязкости масла, залитого в картеры коробки передач и ведущих мостов. При увеличении скорости вращения деталей гидравлические потери также увеличиваются.

В общем виде КПД трансмиссии автомобиля определяется как

з _тр = з _кп · з _рк · з_кⁱ · з_гп ^j , (9)

з _тр =0,97·0,95·0,98·0,95=0,86

где з _кп - КПД коробки передач;

з _рк - КПД раздаточной коробки;

з _к - КПД карданного вала;

з _гп - КПД главной передачи;

i - количество карданных валов;

j - количество главных передач.

Примерные значения КПД отдельных элементов трансмиссии грузовых автомобилей приведены в таблице 5.

Таблица 5 Значения КПД узлов трансмиссии

Элементы трансмиссии	КПД
Коробка передач	0,96-0,98
Раздаточная коробка	0,94-0,96
Карданная передача	0,98
Главная передача	0,94-0,96

2.2.3 Определение радиуса автомобильного колеса

Колеса современных автомобилей снабжаются пневматическими шинами, обеспечивающими колесам большую эластичность во всех направлениях: радиальном, тангенциальном и боковом. Поэтому радиус автомобильного колеса не является величиной постоянной, а изменяется под влиянием действующих на него сил. Различают следующие радиусы колеса автомобиля: статический, динамический и радиус качения.

Статическим радиусом колеса r_с называется расстояние от оси неподвижного колеса до опорной поверхности. Колесо при этом нагружено лишь вертикальной нагрузкой. Величина статического радиуса зависит от величин вертикальной нагрузки и давления воздуха в шине.

Динамический радиус колеса r_д - расстояние от дороги до оси катящегося колеса. Он увеличивается с уменьшением вертикальной нагрузки на колесо и увеличением внутреннего давления в шине. При возрастании скорости качения шина под действием центробежных сил растягивается в радиальном направлении и r_д увеличивается.

У колеса, нагруженного крутящим моментом, элементы протектора, входящие в контакт с поверхностью дороги, сжаты, и колесо за то же число оборотов проходит меньший путь, чем при свободном качении. Таким образом, под действием крутящего момента динамический радиус уменьшается, а при действии тормозного момента - увеличивается. Учитывая, что значения обоих радиусов в нормальных условиях движения автомобиля мало отличаются друг от друга, их обычно принимают равными и обозначают r_к.

Радиус качения колеса определяется измерением пути S_к, пройденного колесом за определенное число его оборотов n_к:

r_к = S_к/2рn_к (10)

Так как радиус качения в процессе движения автомобиля не является величиной постоянной, то при расчетах для определения r_к пользуются приближенной формулой:

r_k = 0,0127d + 0,0216В(11)

r_k = 0,0127·20+0,0216·14=0,254+0,302=0,556м

где d - посадочный диаметр обода колеса;

В' - ширина профиля шины в дюймах (1 дюйм = 25,4 мм).

2.3 Определение скорости движения автомобиля на различных передачах

определения скорости движения автомобиля используют формулу

V_i = 2р r_k n_е / i _{тр i ,} м/с, (12)

где V_i - скорость движения автомобиля на i-ой передаче, м/с;

r_k - радиус качения колеса, м;

n_е - частоты вращения коленчатого вала двигателя, с^-1, взятые из таблицы 2;

i _{тр i} - передаточное число трансмиссии на i-ой передаче, взятые из таблицы 2;

Расчетные скорости движения автомобиля на различных передачах и силы тяги на этих скоростях заносим в таблицу 6.

Значения частот коленчатого вала двигателя и крутящего момента берем из таблицы 2.



Таблица 6. Таблица значений для построения тяговой характеристики автомобиля с трехступенчатой коробкой перемены передач

Параметры	Частота вращения, nе, с-1
	8,68	13,02	17,36	21,7	26,04	30,38	34,72	39,06	43,4
Ме , Н.м	395,53	470,87	522,67	565,05	583,88	597,33	593,3	583,88	565,05
VI, м/с	0,74	1,11	1,48	1,84	2,21	2,58	2,95	3,32	3,69
VII, м/с	1,43	2,15	2,87	3,58	4,30	5,02	5,73	6,45	7,16
V III м/с	2,53	3,79	5,05	6,31	7,58	8,84	10,10	11,37	12,63
VIV, м/с	4,14	6,21	8,28	10,35	12,42	14,49	16,56	18,63	20,70
V V м/с	5,73	8,59	11,46	14,32	17,19	20,05	22,92	25,78	28,65
P mI , Н	25126	29912	33203	35895	37091	37946	37690	37091	35895
PmII, Н	12939	15404	17099	18485	19101	19541	19409	19101	18485
PmIII, Н	7341	8740	9701	10488	10837	11087	11012	10837	10488
PmIV, Н	4478	5331	5918	6398	6611	6763	6718	6611	6398
PmV, Н	3236	3853	4277	4623	4778	4888	4855	4778	4623

2.4 Определение силы сопротивления дороги

В процессе движения автомобиль преодолевает дорожные подъемы и спуски. При движении на подъем автомобиль испытывает дополнительное сопротивление, которое зависит от угла б продольного уклона дороги по отношению к горизонту. Крутизна подъема дороги оцениваться как углом б в градусах, так и величиной уклона i дороги, равного отношению превышения дороги Н к заложению S_a (рис.), выраженного в сотых долях или в процентах.

Разложим вес автомобиля G на две составляющие силы: силу Gsinа, параллельную дороге, и силу Gcosа, перпендикулярную ей. Силу Gsinа называют силой сопротивления подъему и обозначают Р_б. При движении под уклон эта сила способствует движению автомобиля.

Вес автомобиля изменяется при изменении полезной нагрузки на автомобиль.

Сила сопротивления подъему равна:

Р_б=Gsinа ? G i, Н. (13)

Сила сопротивления качению

При нагружении автомобильного колеса вертикальной нагрузкой G_к происходит упругая деформация шины, сопровождаемая затратой энергии. При качении колеса по твердой опорной поверхности, нагруженного вертикальной силой, энергия затрачивается на трение в материалах шины и на трение скольжения в месте контакта шины с дорогой.

Опытами установлено, что основная часть энергии затрачивается на внутреннее механическое и молекулярное трение в материалах шины.

Потери энергии на трение -- проскальзывание колеса по опорной поверхности -- невелики. Главным видом нагружения в эксплуатации является вертикальная нагрузка, которая вызывает основные деформации и напряжения в элементах шины. Окружные силы лишь несколько изменяют и усиливают деформацию шины.

Величина сопротивления качению автомобильного колеса определяется, в основном, опытным путем.

Схема сил, действующих на ведомое колесо автомобиля, показана на рис. 2.2. К колесу приложены вертикальная нагрузка G_к, реакция Z_k, толкающая сила Т_к и сила сопротивления качению Р_f, направленная противоположно толкающей силе.

Деформация в передней части контакта шины катящегося колеса больше, чем в задней части контакта. В результате эпюра нормальных реакций опорной поверхности, симметричная в случае неподвижного колеса, в передней части контакта катящегося колеса имеет большие значения, чем в задней. Равнодействующая этих реакций Z_k, равная по величине вертикальной нагрузке G_k, при качении сдвигается вперед на некоторое расстояние а_с (плечо сопротивления качению).

Рис. 2.2. Схема сил, действующих на ведомое колесо автомобиля.

Реакция Z_k создает момент Z_k. а_с, противодействующий качению колеса.

Величину силы сопротивления качению Р_f (движение равномерное) находят из условия равновесия колеса

Z_k._.а_с=Р_f.r_k (14)

Р_f= Z_k . _. а_с / r_k (15)

Отношение_. а_с/r_k обозначают буквой f и называют коэффициентом сопротивления качению, характеризующим потери энергии, связанные с качением колеса.

В действительности плечо сопротивления качению а_с больше сноса нормальной реакции, так как должно учитываться сопротивление качению, вызванное сносом нормальной реакции из-за потерь энергии на трение в контакте.

Силы сопротивления качению ведомых и ведущих колес различны. Однако для упрощения выводов принято потери на качение колес относить ко всему автомобилю (Р_f).

Тогда сила сопротивления качению автомобиля, весом G равна:

Р_f⁼G f , Н, (16)

Сила сопротивления качению зависит от конструкции и материала шины, скорости движения, величины приложенных к колесу внешних сил и дорожных условий.

При движении автомобиля по грунтовым дорогам шина, углубляясь в покрытие дороги, спрессовывает частицы опорной поверхности, что требует также затраты энергии.

Некоторые значения коэффициента сопротивления качению для различных дорог приведены в таблице 7.

Таблица 7 Значения коэффициента сопротивления качению для различных дорог

Тип дороги	Коэффициент f
Асфальто- и цементобетонное покрытие: в отличном состоянии в удовлетворительном состоянии	0,014-0,018 0,018-0,020
Гравийное покрытие	0,04-0,07
Грунтовая дорога сухая укатанная после дождя	0,03-0,05 0,06-0,15
Песок	0,10-0,30

Тогда сила сопротивлению дороги равна

Р_д ⁼ G cos а f + G sin а = G ( f. cos а + sin а) (17)

где G - вес автомобиля с полной нагрузкой, Н;

а - величина угла спуска - подъема дороги.

Угол а считают положительным при движении на подъеме и отрицательным при движении на спуске (рис.).

Выражение ( f. cos а + sin а) - называют коэффициентом сопротивления дороги и обозначают через ш.

2.5 Определение силы сопротивления воздуха

При движении автомобиль преодолевает сопротивление воздуха, которое складывается из нескольких сопротивлений. Передней частью автомобиля воздух сжимается и раздвигается, в то время как в задней части автомобиля создается разрежение, которое вызывает образование завихрений (рис. 2.3).

Рис. 2.3. Схема обтекания автомобиля воздухом

Наибольшая часть мощности при преодолении сопротивления воздуха затрачивается на образование воздушных вихрей. Если все сопротивление воздуха принять за 100%, то на образование воздушных вихрей будет приходиться примерно 60%. Около 25% составляет сопротивление, создаваемое передней и выступающими частями автомобиля (крылья, подножки и т. д.), а также сопротивление, возникающее при прохождении воздуха через радиатор. Около 15% общего сопротивления воздуха приходится на трение поверхности автомобиля об обтекающие его слои воздуха.

Сопротивление воздуха движению автомобиля тем больше, чем выше его скорость и чем больше его лобовая площадь.

Опытным путем установлено, что сила сопротивления воздуха равна

Р_в = К_в . F . V², (18)

где К_в = 0,6…0,7 - для грузового автомобиля, коэффициент обтекаемости, зависящий от формы и качества поверхности автомобиля и представляющий собой силу сопротивления воздуха (Н), приходящуюся на 1 м² лобовой площади автомобиля, движущегося со скоростью 1 м/сек. Размерность этого коэффициента Н.сек²/м⁴;

F - лобовая площадь автомобиля, определяемая его проекцией на плоскость, перпендикулярную продольной оси автомобиля, в м²;

V --скорость движения автомобиля в м/сек.

Произведение К_вF принято называть фактором обтекаемости и обозначать W. Фактор обтекаемости определяет зависимость силы сопротивления воздуха от размеров и формы автомобиля.

Лобовую площадь грузового автомобиля с достаточной степенью точности можно вычислить по формуле

F=B·H,м², (19)

F = 2·2,87= 5,74

где Н -- наибольшая высота автомобиля, м;

В -- колея автомобиля, м.

Для уменьшения сопротивления воздуха движению автомобиля необходимо, чтобы кузов и кабина автомобиля имели как можно меньше острых углов, особенно в задней части, где наблюдается значительное вихреобразование.

Большое значение для уменьшения сопротивления воздуха имеет и правильно выбранный контур автомобиля. Так, удлинение хвостовой части благоприятно сказывается на снижении фактора обтекаемости. Кроме того, значительное влияние на сопротивление воздуха оказывают выступающие из общих контуров автомобиля детали (крылья, колеса, подножки), крепление запасных колес, форма нижней части кузова и др.



2.6 Определение силы инерции

Р_и (разгон, торможение) для равномерного движения равна Р_и = 0.

Результаты расчета сил сопротивления движению отдельно для груженного и порожнего автомобиля согласно схеме движения на участках I, II, III (рис.) сводится в таблицу 8

Таблица 8. Результаты расчета сил сопротивления движению

№ участка	Уклон, а, град	РП Д , Н	РГ Д, Н	V, м/с	РВ, Н
I	9	-8189,4	27440,6	V1=3,69 V2=7,16	РВ1 =50,8 РВ2 =191,27
II	0	4411	7161	V3=12,63 V4=20,70	РВ3 =595,16 РВ4 =1598,7
III	1	5810	4887,6	Vmax=28,65	Рmax =3062,5

При помощи полученных таблиц 6 и 8 построим график тягового баланса автомобиля (рис.2.4.)

Метод силового баланса удобно применять при анализе динамичности конкретного автомобиля. Сравнение же автомобилей разных типов затруднительно, так как величины тяговой силы у различных автомобилей могут отличаться в несколько раз. Для этих целей удобнее пользоваться динамической характеристикой автомобиля, предложенной академиком Е. А. Чудаковым.

Рис.2.4 График тягового баланса автомобиля



Библиографический список

1. Иванов В.В. и др. Основы теории автомобиля и трактора. Учебн. пособие для механич. специальностей вузов. М.,- «Высш. школа», 1970.-224 с. с илл.

2. Петров Г.В. Методические указания к выполнению курсового работы по курсу «Двигатели внутреннего сгорания, автомобили и тракторы»

3. Хачиян А.С. и др. Двигатели внутреннего сгорания. М., - «Высш.школа», 1978 . 328с.

Размещено на Allbest.ru