Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 53
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМА ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Пояснительная записка к курсовому проекту Дисциплина – «Теория машин и механизмов» Харьков 2009 Введение
Среди рычажных механизмов различных типов одним из наиболее распространенных в технике являются кривошипно-ползунные механизмы (КПМ). Они используются в двигателях внутреннего сгорания (ДВС), компрессорах, насосах, ряде станков (например, прессах) и других машинах различного назначения, включая наземные и воздушные транспортные средства. Поршневые ДВС служат для преобразования теплоты, выделяющейся при сгорании топлива в цилиндрах, в механическую работу. Механизмы одноцилиндровых ДВС имеют сравнительно небольшую мощность Одним из эффективных средств повышения мощности ДВС является увеличение числа их цилиндров. Поэтому многоцилиндровые ДВС широко распространены в современной технике. В авиации ДВС сейчас применяются в вертолетах, легких транспортных, спортивных и учебных самолетах. 1. Проектирование кривошипно-ползунного механизма ДВС
1.1 Определение линейных размеров звеньев механизма
Проектирование кинематической схемы кривошипно–ползунного механизма (КПМ) заключается в выборе в соответствии с заданными условиями и требованиями значений линейных размеров кривошипа и шатуна. Определяем ход поршня: где: Запишем ход поршня через длину кривошипа: Из отношения длины шатуна к радиусу кривошипа В качестве начального звена в КПМ выбрано кривошип. Условие существования КПМ: 1.2
Структурный анализ механизма
Рисунок 1.2.1. Механизм ДВС – кривошипно-шатунный механизм 1.2.1. Определяем число подвижных звеньев: 1.2.2. Подсчет и классификация кинематических пар 5 и 4 класса: 1. (0–1) – НКП, вращательная, 5 класса; 2. (1–2) – НКП, вращательная, 5 класса; 3. (1–4) – НКП, вращательная, 5 класса; 4. (2–3) – НКП, вращательная, 5 класса; 5. (3–0) – НКП, поступательная, 5 класса; 6. (4–5) – НКП, вращательная, 5 класса; 7. (5–0) – НКП, поступательная, 5 класса. Таким образом, Определение степени подвижности: Выделение основного механизма – основной механизм это первое звено и стойка с соединяющей их кинематической парой. Рисунок 1.2.2. Основной механизм первого класса Выделение 1-й в порядке наслоения группы Ассура – звено 2–3, 4–5. Рисунок 1.2.3. Первая в порядке наслоения группа Ассура 2-го класса 2-го вида Рисунок 1.2.4. Вторая в порядке наслоения группа Ассура 2-го класса 2-го вида Определение класса механизма в целом. Механизм 2-го класса, так как в его состав входит структурная группа второго класса. 1.3 Кинематический анализ механизма
Метод замкнутых контуров устанавливает связь между геометрическими и кинематическими параметрами механизма и основан на условии замкнутости контуров. В механизмах 2-го класса количество замкнутых контуров равно количеству структурных групп 2-го класса, образующих механизм. Если звенья механизма принять за векторы, то в процессе движения конфигурация векторного многоугольника изменяется, но условие замкнутости сохраняется, т.е. в любом положении механизма геометрическая сумма векторов равна нулю. Рисунок 1.3.1. Замкнутый векторный многоугольник Кинематическая схема механизма приведена на рис. 1.3.1. Направляющие ползунов наклонены относительно системы координат Направляющий угол где: После подстановки уравнений или Функция положения точки Функция положения точки Кинематические передаточные функции получаются путем дифференцирования соотношений Передаточное отношение или окончательно Передаточные функции скорости некоторых точек: точки или окончательно точки Угловое ускорение шатуна 2: или Передаточная функция углового ускорения шатуна 2 определяется соотношением где: Окончательно получается Отношение ускорения Действительные значения углового ускорения шатуна 2 и линейного ускорения точки Следуя методике, изложенной выше, получим Результаты вычислений для 24 положений кривошипно-ползунного механизма приведены в таблицах ниже Таблица 1.3.1. Результаты расчетов 0 0 14,3 0 2,9633 -10 -1,792 -144 7,8606 30 -7,18 11,0 -1,754 2,5674 -8,729 -6,549 -114,6 -69,42 60 -12,5 4,91 -2,813 1,2173 -5,121 -9,431 -43,21 -130,6 90 -14,5 -2,49 -2,88 -0,623 0 -9,857 29,745 -140,6 120 -12,5 -9,25 -2,175 -2,21 5,1215 -7,761 71,987 -93,77 150 -7,18 -13,6 -1,126 -2,944 8,7287 -3,519 84,907 -16,91 180 0 -14,3 0 -2,709 10 1,7916 86,4 47,869 210 7,18 -11,0 1,1258 -1,845 8,7287 6,5491 84,907 78,683 240 12,5 -4,91 2,1748 -0,753 5,1215 9,4315 71,987 85,921 270 14,5 2,49 2,88 0,3769 0 9,8574 29,745 86,308 300 12,5 9,25 2,8135 1,492 -5,121 7,7613 -43,21 82,728 330 7,18 13,6 1,7542 2,4682 -8,729 3,5187 -114,6 61,896 360 0 14,3 0 2,9633 -10 -1,792 -144 7,8606 390 -7,18 11,0 -1,754 2,5674 -8,729 -6,549 -114,6 -69,42 420 -12,5 4,91 -2,813 1,2173 -5,121 -9,431 -43,21 -130,6 450 -14,5 -2,49 -2,88 -0,623 0 -9,857 29,745 -140,6 480 -12,5 -9,25 -2,175 -2,21 5,1215 -7,761 71,987 -93,77 510 -7,18 -13,6 -1,126 -2,944 8,7287 -3,519 84,907 -16,91 540 0 -14,3 0 -2,709 10 1,7916 86,4 47,869 570 7,18 -11,0 1,1258 -1,845 8,7287 6,5491 84,907 78,683 600 12,5 -4,91 2,1748 -0,753 5,1215 9,4315 71,987 85,921 630 14,5 2,49 2,88 0,3769 0 9,8574 29,745 86,308 660 12,5 9,25 2,8135 1,492 -5,121 7,7613 -43,21 82,728 690 7,18 13,6 1,7542 2,4682 -8,729 3,5187 -114,6 61,896 720 0 14,3 0 2,9633 -10 -1,792 -144 7,8606 Таблица 1.3.2. Результаты расчетов 0 1,92 2,8978 124,8 76,387 0 -405,6 30 2,2696 2,6337 111,48 93,313 191,98 -303,8 60 2,7721 2,0938 84,887 118,61 349,01 -129,7 90 2,88 1,9668 77,437 123,21 413,12 65,303 120 2,5735 2,4593 91,237 102,66 349,01 250,69 150 2,1325 2,862 102,35 78,892 191,98 383,71 180 1,92 2,8137 105,6 81,111 0 405,62 210 2,1325 2,4236 102,35 95,849 -192 303,83 240 2,5735 2,0196 91,237 104,2 -349 129,68 270 2,88 1,9458 77,437 105,26 -413,1 -65,3 300 2,7721 2,2719 84,887 99,58 -349 -250,7 330 2,2696 2,7078 111,48 86,086 -192 -383,7 360 1,92 2,8978 124,8 76,387 0 -405,6 390 2,2696 2,6337 111,48 93,313 191,98 -303,8 420 2,7721 2,0938 84,887 118,61 349,01 -129,7 450 2,88 1,9668 77,437 123,21 413,12 65,303 480 2,5735 2,4593 91,237 102,66 349,01 250,69 510 2,1325 2,862 102,35 78,892 191,98 383,71 540 1,92 2,8137 105,6 81,111 0 405,62 570 2,1325 2,4236 102,35 95,849 -192 303,83 600 2,5735 2,0196 91,237 104,2 -349 129,68 630 2,88 1,9458 77,437 105,26 -413,1 -65,3 660 2,7721 2,2719 84,887 99,58 -349 -250,7 690 2,2696 2,7078 111,48 86,086 -192 -383,7 720 1,92 2,8978 124,8 76,387 0 -405,6 1.
4
Силовой расчет механизма при
Цель этого этапа исследования – определение реакций в кинематических парах механизма и величины действующего момента, приложенного к кривошипу механизма. Определение движущей силы при помощи давления Таблица 1.4.1. Движущие силы и давления в цилиндрах 0 1,38 15607,43 0,03 339,292 30 2,64 29857,7 0,03 339,292 60 1,14 12893,1 0,02 227,33 90 0,54 6107,256 0 0 120 0,3 3392,92 -0,01 -112 150 0,21 2375,044 -0,03 -339,292 180 0,15 1696,46 -0,03 -339,292 210 0,03 339,292 -0,03 -339,292 240 0,03 339,292 -0,02 -227,33 270 0,03 339,292 -0,01 -112 300 0,03 339,292 0,03 339,292 330 0,03 339,292 0,04 451,26 360 0 0 0,13 1469,134 390 0 0 0,45 5089,38 420 -0,03 -339,292 1 11308,6 450 -0,03 -339,292 1,8 20357,52 480 -0,03 -339,292 2,14 24201,7 510 -0,03 -339,292 0,94 10630,02 540 0 0 0,46 5201,346 570 0,03 339,292 0,27 3053,628 600 0,03 339,292 0,19 2147,718 630 0,06 678,584 0,11 1245,202 660 0,27 3053,628 0,03 339,292 690 0,81 9160,884 0,03 339,292 720 1,38 15607,43 0,03 339,292 Используя построенный план ускорений, определим силы и моменты сил инерции, действующие на звенья механизма в процессе движения: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Определив направления сил и моментов сил инерции с помощью плана ускорений (силы инерции противоположно направлены ускорениям центров масс звеньев механизма, а моменты сил инерции противоположно направлены угловым ускорениям звеньев механизма), и перенеся их на схему механизма. Разобьем его на части согласно проведенному структурному анализу. Рассмотрим группу Ассура звенья 2–3. Запишем сумму моментов относительно точки Рисунок 1.4.1. Плечи сил положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: где: Запишем уравнение суммы сил: В уравнении (1.4.4) неизвестны по модулю силы Для каждого положения выбрано масштаб плана сил Тогда отрезки соответствующие известным силам будут равны: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Построив план сил, определяем: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Рассмотрим звено 3, записав уравнение суммы сил, определим реакцию Из плана сил определяем: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Рассмотрим группу Ассура звенья 4–5. Запишем сумму моментов относительно точки положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: где: Запишем уравнение суммы сил: В уравнении (1.37) неизвестны по модулю силы Для каждого положения выбрано масштаб плана сил Тогда отрезки соответствующие известным силам будут равны: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Построив план сил, определяем: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Рассмотрим звено 5, записав уравнение суммы сил, определим реакцию Из плана сил определяем: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Рассмотрим основной механизм первое звено. Составим сумму моментов относительно точки О, учитывая, что Рисунок 1.4.2. Плечи сил При этом плечи будут равны: положение 5: При этом плечи будут равны: положение 21: При этом плечи будут равны: положение 24: При этом плечи будут равны: Для нахождения реакции Для построения каждого плана сил выберано масштабный коэффициент Тогда отрезки соответствующие силам положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Из плана находим: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: 1.5 Приведенный момент сил
Определение приведенного момента сил трения, осуществляется нахождением моментов во вращательных КП и сил трения в поступательных КП: где: Используя значения найденных в силовом расчете реакций в КП для положений 2, 5, 21, 24, определяются значения моментов сил трения и сил трения в КП для этих положений: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: Зная моменты сил трения и силы трения в КП, определяется приведенный момент сил трения исходя из того что элементарная работа приведенного момента сил трения равна суммарной элементарной работе сил трения в КП: где: Положение 2: Положение 5: Положение 21: положение 24: Следовательно, приведенный момент сил трения будет равен: положение 2: положение 5: положение 21: положение 24: 1.6 Динамическая модель В качестве динамической модели выбрано механизм, совпадающий с основным механизмом (согласно проведенному структурному анализу), который совершает вращательное движение с той же угловой скоростью и обладающий кинетической энергией равной суммарной кинетической энергии исходного механизма. При этом момент инерции замещающего механизма совпадает с приведенным моментом инерции исходного механизма, если в качестве звена приведения выбрать первое звено. В процессе движения механизма будем считать, что на него действует момент равный приведенному моменту исходного механизма, если в качестве звена приведения выбрать первое звено. Для нахождения приведенного момента инерции механизма (в качестве звена приведения выберем первое звено) воспользуемся тем, что суммарная кинетическая энергия механизма должна быть равна кинетической энергии звена приведения. Откуда и определим приведенный момент инерции для первого и второго цилиндров. Следовательно: Учитывая, что Приведенный момент сил тяжести и сил давления газов в цилиндрах определим из условия равенства мощности приведенного момента и суммарной мощности сил тяжести и давления газов в цилиндрах двигателя. Используя то, что мощность силы есть скалярное произведение силы на скорость точки приложения силы, получим: Для третьего и четвертого цилиндров приведенные величины найдем с учетом сдвига по фазе между соответствующими цилиндрами. Для всех исследуемых положений значения приведенного момента инерции механизма и приведенного момента активных сил, указаны в таблице: Таблица 1.5.1. Результаты расчетов № 1 90 40 130 136,6 90 180 0,013213 0,040855 1,5 -54,0 2 50 2,93 130 157,88 0 180 0,022786 0,033788 2622,1 -47,4 3 50 29,73 130 170,5 0 180 0,03798 0,017818 1817,7 -16,6 4 50 50 50 124,33 0 0 0,039419 0,014419 882,9 -0,8 5 50 71,9 50 86,73 0 180 0,028345 0,028435 370,9 13,8 6 50 101,7 50 63,27 0 180 0,017313 0,040414 133,9 52,9 7 90 140 50 43,2 90 180 0,013213 0,036496 -1,5 49,5 8 130 178,77 50 19,38 180 180 0,017313 0,024148 -21,9 34,6 9 130 151,9 50 13,3 180 180 0,028345 0,01505 -40,4 10,9 10 130 130 130 53,57 180 0 0,039419 0,013674 -52,3 3,1 11 130 109,73 130 89,65 180 180 0,03798 0,020391 -50,2 -26,1 12 130 82,93 130 115,97 180 180 0,022786 0,03262 -30,4 -58,2 13 90 40 130 136,6 90 180 0,013213 0,040855 1,5 -221,4 14 50 2,93 130 157,88 0 180 0,022786 0,033788 3,3 -657,2 15 50 29,73 130 170,5 180 180 0,03798 0,017818 51,7 -691,0 16 50 50 50 124,33 180 0 0,039419 0,014419 52,3 633,7 17 50 71,9 50 86,73 180 0 0,028345 0,028435 38,9 2676,3 18 50 101,7 50 63,27 180 0 0,017313 0,040414 19,3 1567,9 19 90 140 50 43,2 90 0 0,013213 0,036496 -1,5 708,3 20 130 178,77 50 19,38 180 0 0,017313 0,024148 -21,9 285,0 21 130 151,9 50 13,3 180 0 0,028345 0,01505 -40,4 83,2 22 130 130 130 53,57 180 180 0,039419 0,013674 -101,2 -22,5 23 130 109,73 130 89,65 180 180 0,03798 0,020391 -432,1 -26,1 24 130 82,93 130 115,97 180 180 0,022786 0,03262 -804,2 -44,4 Определим работу приведенного момента активных сил. Для этого построим диаграмму приведенного момента активных сил в зависимости от угла поворота звена приведения (первого звена), для исследуемых 24 положений (два полных оборота) пользуясь тем, что работа приведенного момента равна: Выполним графическое интегрирование построенной диаграммы приведенного момента активных сил в зависимости от угла поворота звена приведения. Для этого на каждом участке отметим середины хорд, которые перенесем на вертикальную ось. Полученные точки на вертикальной оси соединим лучами с полюсом S, взятом на расстоянии от начала координат Возле диаграммы момента строим новые оси. Из точки О новой системы координат проводим прямую параллельную первому лучу перенесенной точки до пересечения ее с вертикалью соответствующего значения угла. Из полученной точки проводим вторую прямую аналогично первой и т.д. Ломаную заменим близкой к ней плавной кривой. В результате получим диаграмму работы момента. Масштабный коэффициент полученной диаграммы будет равен: Интегрируя диаграмму приведенного момента сил трения, получим диаграмму работы приведенного момента сил трения. Так как приведенный момент сил трения противоположно направлен угловой скорости, то его работа будет отрицательна. Следовательно, для нахождения полной работы необходимо вычесть из работы движущих сил работу сил трения. Таким образом, получим диаграмму суммарной работы всех активных сил. Так как за полный цикл установившегося движения изменение кинетической энергии равно нулю то, используя диаграмму суммарной работы активных сил можно сказать, что при условии постоянства момента сил производственного сопротивления диаграмма их работы будет прямой проходящей через начало и конец диаграммы работы движущих сил. Следовательно, проведя эту прямую можно продифференцировав ее определить момент сил производственного сопротивления. Для этого совершим параллельный перенос полученной прямой в точку S, найдя точку пересечения с осью приведенного момента активных сил, определим значение момента производственного сопротивления. Так как момент производственного сопротивления противоположно направлен угловой скорости звена приведения, то отложим найденный отрезок в отрицательном направлении оси приведенного момента активных сил. Проведя горизонтальную прямую через найденную точку, получим диаграмму момента производственного сопротивления. Таким образом, момент производственного сопротивления будет равен: Мощность двигателя будет равна: Изменение кинетической энергии за полный цикл установившегося движения определим как разность между диаграммой работы приведенного момента активных сил и диаграммой работы момента производственного сопротивления. 1.7 Определение момента инерции маховика Для определения момента инерции махового колеса необходимо построить диаграмму Для определения величины где: Подставляя данные значения для Далее проведем одну касательную к диаграмме под углом 1.8 Определение механического КПД
Механический коэффициент полезного действия (КПД) – это отношение абсолютного значения работы сил полезного сопротивления к работе движущих сил, определенных за время, равное или кратное периоду установившегося движения: Механический КПД характеризует относительную величину энергии, используемую в машине по прямому назначению. Он является основным показателем механического совершенства машин. 2. Синтез оптимальных чисел зубьев и кинематический анализ механизма
Для синтеза планетарного механизма по схеме А+II, с заданным передаточным отношением и Передаточное отношение Общее передаточное отношение определяется следующим образом: Определение передаточное отношения Для выполнения синтеза планетарного механизма необходимо определить числа зубьев всех колес, а также выбрать модули зубчатых колес. При этом требуется, чтобы были выполнены условия сборки, соосности и соседства для данного количества сателлитов и выбранного числа зубьев. Так как для механизма II с заданным числом сателлитов Определение возможные значения, Для определения числа зубьев планетарного механизма применяются генеральные уравнения, при этом Из полученных соотношений видно, что число зубьев шестого колеса должно быть кратно 3, 9, и 15 (наименьшее общее кратное 45), при этом необходимо учесть, что число зубьев зубчатых колес должно быть не меньше 18. Возможные комбинации чисел зубьев колес планетарного механизма для данного передаточного отношения определены в таблице 3.1. Таблица 7.1. Возможные числа зубьев зубчатых колес 45 15 12 42 90 30 24 84 135 45 36 126 180 60 48 168 Окончательно выбрано Определение диаметров зубчатых колес Определение передаточного отношения первой ступени Следовательно выбрано Проверка необходимых условий условие соосности: условие соседства условие сборки где: 3. Исследование качественных характеристик внешнего эвольвентного зацепления
Зубчатые передачи являются наиболее распространенным видом механических передач. В зависимости от условий эксплуатации при проектировании зубчатых передач учитываются различные факторы, влияющие на повышение их прочности, надежности и износостойкости. Широко распространенным методом улучшения эксплуатационных качеств и расширения конструктивных возможностей зубчатых передач является смещение режущего инструмента при их изготовлении. При проведении геометрического расчета взято во внимание, что зубчатые колеса эвольвентные цилиндрические прямозубые, нарезаны стандартным реечным инструментом. Геометрический расчет зубчатой передачи с учетом выбранных коэффициентов смещения Определение угла эксплуатационного зацепления Определение коэффициента воспринимаемого смещения Определение коэффициента уравнительного смещения Определение величины радиального зазора С: Определение межосевого расстояния Определение радиусов делительных окружностей Определение радиусов основных окружностей Определение радиусов начальных окружностей Определение радиусов окружностей вершин Определение радиусов окружностей впадин Определение толщины зубьев Определение шага зацепления по делительной окружности: Определение коэффициента перекрытия: Так как рабочие участки профилей зубьев перекатываются друг по другу со скольжением, то на этих участках возникают силы трения и происходит процесс изнашивания. Характеристикой вредного влияния скольжения являются коэффициенты где: Геометрический коэффициент удельного давления где: Результаты расчетов коэффициентов относительного скольжения и удельного давления для разных коэффициентов смещения приведены в таблице 3.1. Таблица 3.1. Результаты расчета. 0 11,062 22,124 33,186 44,248 55,311 66,373 77,4347 88,497 99,559 -5,609 -1,891 -0,652 -0,033 0,3391 0,587 0,76397 0,8967 1 1 0,8487 0,6541 0,3947 0,0316 -0,513 -1,421 -3,2368 -8,684 1,017 0,5811 0,452 0,4068 0,4068 0,452 0,5811 1,017 0 7,981 15,961 23,941 31,922 39,902 47,883 55,863 63,844 71,824 -5,609 -1,891 -0,652 -0,033 0,339 0,587 0,764 0,897 1 1 0,849 0,654 0,395 0,032 -0,513 -1,421 -3,237 -8,684 1,41 0,806 0,627 0,564 0,564 0,627 0,806 1,41 0 10,903 21,806 32,709 43,612 54,515 65,418 76,321 87,223 98,126 -5,609 -1,891 -0,652 -0,033 0,339 0,587 0,764 0,897 1 1 0,849 0,654 0,398 0,032 -0,513 -1,421 -3,237 -8,684 1,032 0,590 0,459 0,413 0,413 0,459 0,590 1,032 Коэффициент Минимальное значение коэффициента удельного давления Определение длины активного участка линии зацепления Определение значения коэффициента относительного скольжения на концах активного участка линии зацепления: профиль колеса профиль колеса Определение значения коэффициента удельного давления на концах активного участка линии зацепления: Результаты расчета параметров зубчатого зацепления для разных коэффициентов смещения занесены в таблицу 3.2. Таблица 3.2. Результаты расчета Параметр 0,037 0,015 0,036 26,7717 20 26,4392 1,10277 0 1,03862 0,18723 0 0,16738 2,5 2,5 2,5 221,028 210 220,386 95 95 95 115 115 115 89,2708 89,2708 89,2708 108,065 108,065 108,065 99,9887 95 99,6985 121,039 115 120,688 110,098 105 112,866 129,058 125 125,846 89,47 82,5 92,04 108,43 102,5 105,02 20,7817 15,708 22,6525 20,0247 15,708 17,5424 1,20026 1,56767 1,20007 0,82609 0,82609 0,82609 1,21053 1,21053 1,21053 31,4159 31,4159 31,4159 99,5589 71,8242 98,1264 0,40545 0,56201 0,41137 0,40177 0,55692 0,40764 64,4378 55,2786 69,0615 70,5544 62,8254 64,4926 35,4333 46,2798 35,4277 -1,0095 -4,7673 -0,584 0,54975 0,75274 0,65234 0,50236 0,82661 0,36869 -1,221 -3,0443 -1,8764 0,48651 1,27043 0,45238 0,43992 0,78529 0,48886 В результате подбора коэффициентов смещения исходного контура Список литературы
1. Шебанов И.Г. Основы кинематики и синтеза дифференциальных зубчатых механизмов авиационных устройств. Учебное пособие. – Харьков: ХАИ, 2002. – 30 с. 2. Шебанов И.Г. Синтез авиационных механизмов. Учебное пособие. – Харьков: ХАИ, 1999. – 120 с. 3. Теория механизмов и машин: Учеб. для ВТУЗОВ/ К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов и др.; Под ред. К.В. Фролова. – М.: 1987. – 496 с. 4. Алферов В.В. Определение геометрических параметров и качественных показателей смещенного эвольвентного зацепления. – Харьков: ХАИ, 1999. –36 с. 5. А.И. Чайка. Проектирование и исследование кривошипно-ползунных механизмов машин различного назначения. Учебное пособие. – Харьков: ХАИ, 1993. – 94 с.
|