Calculul Parametrilor Dinamici Ai Autovehiculului Porsche Cayenne Diesel V8 Bi Turbo cu Puterea Maxima Pemax=281 [kw], la Turatia N=3750 [rotmin]

Calculul Parametrilor Dinamici Ai Autovehiculului Porsche Cayenne Diesel V8 Bi Turbo cu Puterea Maxima Pemax=281 [kw], la Turatia N=3750 [rotmin]

Byadmin ianuarie 1, 2024

REZUMAT

Titlul acestei lucrări este "Calculul parametrilor dinamici ai autovehiculului Porsche Cayenne diesel V8 bi-turbo cu puterea maxima Pemax=281 [kw], la turația n=3750 [rot/min].

Calculul parametrilor inițiali ai mecanismului de distribuție."

Lucrarea cuprinde patru capitole distincte și o listă cu materialele bibliografice folosite la elaborărea ei.

Titlul primului capitol este: „Aspecte teoretice generale cu privire la mecanismele de distribuție”

În acest capitol sunt prezentate considerentele teoretice cu privire la sistemul de distribuție cu supape. Deasemenea, tot in acest capitol este prezentată caracteriazarea sistemelor de distributie cu supape, cat și, prezentarea elementelor componente.

Capitolul al doilea prezită parametrii functionali si constructivi ai automobilului ales pemtru efectuarea lucrării, respectiv, Porsche Cayenne.

Capitolul al treilea prezintă analiza si calculul parametrilor dinamici ai autovehiculului.

Capitolul patru prezintă mersul de calcul al elementelor sistemului de distribuție al autovehiculului Porsche Cayenne.

CUPRINS

REZUMAT

CUPRINS

CAP. 1 ASPECTE TEORETICE GENERALE CU PRIVIRE LA MECANISMUL DE DISTRIBUȚIE

1.1. CLASIFICAREA MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE

1.2. ELEMENTELE MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE

CAP. 2 PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOMOBILULUI PORSCHE
CAYENNE

CAP. 3 CALCULUL PARAMETRILOR DINAMICI AI AUTOVEHICULULUI

CAP. 4 CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE

BIBLIOGRAFIE

ASPECTE TEORETICE GENERALE CU PRIVIRE LA MECANISMUL DE DISTRIBUȚIE

Mecanismul de distribuție (fig. 1.1) este un sistem auxiliar al motorului cu ardere internă si al motorului cu abur având funcția de a corela umplerea a cilindrilor motorului cu amestec carburant, abur sau aer și de evacuare a gazelor arse sau a aerului.

Fig. 1.1. Schema mecanismului de distribuțite [12]

Mecanismul de distribuție este ansamblul de piese care comanda procesul de admisiune a gazelor proaspete in cilindrii motorului și de evacuare a gazelor arse in exterior.

Pentru a indeplini aceste functii mecanismul de distribuție este legal cu colectorul (galeria) de admisiune si cu colectorul de evacuare.

Motoarele de automobil cu ciclul de funcționare in patru timpi sunt prevazute cu mecanisme de distribuție la care admisiunea gazelor proaspete si evacuarea gazelor arse se realizeaza prin intermediul unor supape de admisiune si evacuare. La motoarele in doi timpi distributia gazelor se reaiizeaza de reguta fara supape, functia de inchidere si deschidere a ferestrelor executate in peretele cilindruiui prin care intra amestecul carburant, respectiv aerul, sau ies gazele arse, este indeplinita de piston sau de un sistem combinat (admisiunea prin ferestre practicate in cilindru iar evacuarea prin supape).

Mecanismul de distribuție se folosește la aproape toate motoarele cu ardere internă în patru timpi, mai puțin la motorul Wankel și motoarele în doi timpi.

1.1. CLASIFICAREA MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE

Dupa tipul motorului la care este aplicata, distribuția poate fi pentru motoare

in patru timpi, sau

in doi timpi.

Distribuția la motoarele in doi timpi in general, este fara supape și are ferestre in cilindri care sunt inchise sau deschise prin deplasarea pistonului care se mai numește distribuție prin lumini. Motoarele in doi timpi, in special cele cu aprindere prin comprimare au numai supape de admisie sau numai de evacuare.

Distribuția pentru motoare in patru timpi folosește mecanismul de distribuție cu supape, care pot fi acționate:

mecanic,

pneumatic,

magnetic

hidraulic.

In majoritatea cazurilor (mecanic, hidraulic), supapele sunt acționate de culbutori sau direct de arborele cu came.

Dupa poziția supapelor, mecanismul de distribuție cu supape in cap este generalizat la toate motoarele moderne.

Dupa locul de montare a arborelui cu came, exista mecanism de distribuție arbore cu came montat:

in carter

pe chiulasa.

La arborele cu came, montat in carter, supapele sunt angrenate de culbutori, tijele acestora și tacheți (OHV; eng., Over Head Valves).

La arborele cu came montat in chiulasa, deasupra supapelori (OHC; eng., Over Head Camshaft), supapele sunt angrenate prin culbutori sau cu angrenare directa a supapelor.

Dupa modul in care se realizează angrenarea arborelui cu came:

Curea

Lanț

Roți dințate

ELEMENTELE MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE

Piesele din grupa supapei: supapa , arcul supapei , talerul arcului , sigurantel.

Supapa (fig. 1.2) este un organ al motorului, care deschide și inchide orificiile canalurilor gazelor spre sau din cilindru motor. Supapele sunt folosite la aproape toate motoarele cu ardere interna in patru timpi cu puține excepții, cum ar fi: motorul cu clapa (obturator).

Deschiderea supapei se face prin apasarea in partea de sus al tijei acesteia. Inchiderea se face prin apasarea puterii arcului pe supapa, care este transmisa de arc pe talerul pentru fixarea arcului, fixat prin siguranțe pe tija supapei.

Pentru ca supapa se deschide spre camera de ardere al motorului, efectul de inchidere al acesteia crește prin presiunea combustiei.

Fig. 1.2 Supapa.

Mecanismul de actionare este alcatuit, in general, din urmatoarele piese in functie de locul de montare al arborelui cu came (in bloc sau in chiulasa):

Arborele cu came (fig. 1.3) este organul care primeste miscarea de la arborele cotit si o transmite prin intermediul tachetilor , tijelor impingatoare sau culbutorilor, supapelor. El se monteaza in blocul motor sau in chiulasa , paralel cu arborele cotit. Arborele cu came este format dintr-un arbore cilindric pe care sunt practicate came pentru actionarea supapelor de admisie si evacuare.

Tijele impingatoare sunt sub forma unor tije pline sau tubulare care , in partea inferioara , au un cap semisferic de sprijin pe tacheti , iar in partea superioara , un cap sub forma de cupa , pentru contactul cu suruburile de reglaj ale culbutorilor.

Tachetii sunt organe ale mecanismului de distributie care transmit miscarea de la arborele cu came la supape fie direct , fie prin intermediul altor piese. In prezent se folosesc pe scara larga tacheti hidraulici.

Culbutorii sunt organe care primesc miscarea de la tijele impingatoare sau de la arborele cu came si o transmit supapelor. Culbutorul se executa cu brate inegale pentru a obtine deplasari mari ale supapei la deplasari mici ale tachetilor , deci acceleratii si uzuri reduse.

Fig. 1.3. Arborele cu came [12]

PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOMOBILULUI PORSCHE CAYENNE

Caracteristici tehnice

Motor:

Motor Porsche Cayenne bi-turbo-diesel V8

Cilindri/ supape: 4/2

Capacitatea în cmc: 4134

Putere maximă în kW (CP) la tuația în rot/min.: 281 (382) / 3750 [rot/min]

Cuplu maxim în Nm la turația în rot/min., 850/2000-2750 [rot/min]

Raport compresie: ɛ =16,4:1

Accelerație 0-100 km/h: 5.7 secunde

Consum mixt: 7.4/100km

Masa în gol (EU), în kg: 2195

Masa maximă admisă, în kg: 2935

Sarcina admisă, în kg: 740

Sarcina admisă pe puntea față/ spate, în kg: 1380/1362

Performanță:

Viteza maximă în km/h, 253

Accelerație 0 – 100 km/h, în 5.7sec.

Consum de combustibil, urban în l/100 km = 9,8 l

Consum de combustibil, extraurban în l/ 100 km = 8,4 l

Consum mixt în l/100 km=7,4 l

Emisii de CO2 209g/km,

Capacitate rezervor în l (aprox.), 85

Dimensiunile principale

Dimensiuni de gabarit:

a). lungimea: A=4855 [mm]

b) înălțimea: Ha=1705 [mm]

c) lățimea: D= 1939 [mm]

B. Ampatamentul

L=2895 [mm]

C. Ecartamentul:

față B1 =1647 [mm]

spate B2 =1662 [mm]

D. Consola

față l1 = 912 [mm]

spate l2 = 1012 [mm]

CALCULUL PARAMETRILOR DINAMICI AI AUTOVEHICULULUI

Calculul puterii transmise la roata

Se alege

Calculul forței transmise la roata

Calculul momentului motor trnsmis la roata

Dimensiuni pneuri față/spate, 255/55 R18

Calculul forței de tracțiune

;

Calculul rezistențelor ce apar la deplasarea automobilului

Calculul rezistenței de rulare

; Se alege

unde: n este numărul de persoane;

Gp – greutatea unei persoane;

Gb – greutatea bagajelor

Tabelul 3.1. Valorile medii ale coeficientului rezistenței la rulare f [3]

Calculul rezistenței aerului

Se alege

Ra se calculează pentru

Tabelul 3.2. Valorile medii ale suprafeței secțiunii transversale A și ale coeficientului aerodinamic K [3]

Calculul rezistenței la panta

Se alege panta

la urcarea pantei

la coborârea pantei

Calculul rezistenței la demaraj

; ; ;

Tabelul 3.3. Valorile orientative pentru coeficientul de inerție al maselor în mișcare de rotație și momente de inerție [3]

Echilibrarea roții motoare

;

: (coeficient de rezistență la rulare)

Fig.3.1.Forțele care acționează asupra roții motoare.[3]

, unde:

Puterea de rulare

Echilibrarea roții conduse

Se bazează pe metoda izolării corpurilor

Fig.3.2.Forțele care acționează asupra roții conduse[3]

Rezistența la rulare a roții conduse la viteza constantă este:

Ecuația generală de mișcare . Bilanțul de putere

;;

; ;

Ecuația de mișcare a automobilului:

pentru panta

pentru deplasarea pe drum orizontal

Ecuația bilanțului de putere:

; pentru panta

pentru deplasarea pe drum orizontal

Calculăm Fr, Pr pentru deplasarea pe drum orizontal la viteza maximă constanta

Deci

Calculul capacității de tracțiune al automobilului

Caracteristica externă a motorului.

Reprezintă variația momentului motor cu turația la deschiderea complexă a clapetei de accelerație în cazul M.A.C. [2]

Fig.3.3.Caracteristica externă a motoarelor [3]

Explicarea diagramei:

la turația minimă de funcționare stabilă a motorului minim se dezvoltă o putere Po și un moment Mo

la turația de moment maxim motorul dezvoltă momentul maxim Mmax și puterea corespunzătoare momentului maxim PM

la turația de putere maximă se dezvoltă momentul motor Mp și puterea maximă Pmax

la turația maximă se dezvoltă puterea Pn și momentul Mm

Funcționarea stabilă a motorului este între și

Funcționarea instabilă este între nmin și nM

Mărimea zonei de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de elasticitate:

sau

Pentru M.A.S., Ce=0,45……0,64, pentru M.A.C., Ce=0,55…0,75.

Variația momentului motor în zona de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de adaptibilitate:

sau

La M.A.S., Ca=1,1….1,3

La M.A.C,. Ca=1,05…1,15.

Pentru proiectarea motorului unui automobil se pornește de la relația analitică de forma:

Se adoptă; Ce=0,60

; ;

n = 1000;1500;2000……4500;

Tabelul 3.3. – Valorile puterilor și a momentului motor la diferite turații

Fig.3.4.Caracteristica de turație a puterii și a momentului motorului

Fig.3.5. Caracteristica de turație a puterii motorului

Fig.3.6.Caracteristica de turație a momentului motor

Valorile medii ale randamentului transmisiei automate sunt:

Pentru autoturism se alege

Determinarea caracteristicii exterioare a motorului

Determinarea caracteristicii exterioare a motorului prin calculul puterii la viteza maximă.

Puterea la viteza maximă Pvmax este dată de relația

Puterea maximă Pmax:

Se alege pentru raportul valoarea 1,2

Deci:

DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE A TRANSMISIEI PRINCIPALE

Prin raportul de transmitere al transmisiei principale io se înțelege raportul de demultiplicare a turației ce se obține în afara cutiei de viteze și cutiei de distribuție

sau

Determinarea raportului de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze

[km/h]

de unde:

Determinarea rapoartelor de transmitere în celelalte trepte ale cutiei de viteze.

Determinarea rapoartelor de transmitere prin metoda analitică

Dacă se sortează raportul denumit rație, se poate scrie:

Dacă se consideră ultima treaptă a cutiei de viteze, treapta de priză directă , atunci: sau

Fiind determinat numărul de trepte și știind că se obține raportul de transmitere într-o treaptă k

; ; n- este numărul treptelor de viteze

; ;

Fiind vorba despre o cutie de viteze automată, cu variație coă

Dacă se sortează raportul denumit rație, se poate scrie:

Dacă se consideră ultima treaptă a cutiei de viteze, treapta de priză directă , atunci: sau

Fiind determinat numărul de trepte și știind că se obține raportul de transmitere într-o treaptă k

; ; n- este numărul treptelor de viteze

; ;

Fiind vorba despre o cutie de viteze automată, cu variație continuă, se adoptă datele din tabelul următor:

k – este treapta pentru care se calculează raportul de transmitere

în care:

[rot/min] este turația la moment maxim si se ia din notița tehnica

este randamentul total al transmisiei

PM – se calculează cu relația:

– este coeficientul total de rezistenta a drumului,

– înclinația maxima a drumului (αmax ═ 30˚)

f- coeficientul de rezistență la rulare, f=0,014

[m/s]

Determinarea vitezelor corespunzătoare treptelor de viteze

Se determină cu relațiile:

; [km/h]

în care:

– este viteza maximă pentru fiecare treaptă de viteze, în km/h;

– este viteza minimă pentru fiecare treaptă de viteze, în km/h;

– este turația la putere maximă;

-raza dinamică a roții în m;

– este raportul total de transmitere al transmisiei și se calculează cu relația:

Viteza corespunzătoare treptei 1 de viteze la turație minimă se determină în km/h cu relația:

; [m/s]

raportul total de transmitere în prima treaptă

Viteza maximă în viteza a 6-a se ia din fișa autovehiculului și este 250 [km/h]

Fig .3.6. Rapoartele totale de transmitere în fiecare treaptă

Fig.3.7. Diagramele vitezelor minime și maxime pentru fiecare treaptă

determinarea Performanțelor automobilului

Demarajul automobilului

Forța de rulare a roții

[Nm]

; ; [m/s];

;

Fig.3.8. Diagrama forțelor la roata automobilului

Fig.3.9. Forța tangențială la roată pentru treapta întâi de viteză

Fig.3.10. Forța tangențială la roată pentru treapta a II-a de viteză

Fig.3.11. Forța tangențială la roată pentru treapta a III -a de viteză

Fig.3.12. Forța tangențială la roată pentru treapta a IV -a de viteză

Fig.3.13. Forța tangențială la roată pentru treapta a V -a de viteză

Fig.3.14. Forța tangențială la roată pentru treapta a VI -a de viteză

Caracteristica dinamică a automobilului

;

D – factor dinamic

Se pot determina următoarele:

1) viteza maximă a automobilului

deci:

Fig.3.15. Diagrama factorului dinamic al automobilului

Fig.3.16.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta întâi

Fig.3.17.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a- II –a

Fig.3.18.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a -III -a

Fig.3.19.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a- IV –a

Fig.3.20.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a- V –a

Fig.3.22.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a -VI -a

Fig.3.23. Schema de calcul a caracteristicii dinamice a automobilului [3]

2) Determinarea lui

3) Panta maximă

4) Forța de aderență

;

Dacă se neglijează rezistența aerului:

Determinarea accelerației automobilului.

Fig.3.24. Diagrama accelerației automobilului

Dacă

Determinarea timpului de demaraj

Pentru calculul timpului de demaraj se pornește de la definiția accelerației:

de unde se deduce expresia timpului elementar:

Deoarece, [8] pentru accelerație nu există o funcție analitică de variație în raport cu viteza, a = a(v), va trebui să se recurgă, pentru integrare, la diagrama accelerației din figura 6.23, în acest scop se împarte intervalul de viteze cuprins între vmin și vmax într-un număr n suficient de mare de părți egale, fiecare interval obținut având valoarea Δv. Divizarea trebuie să fie astfel făcută încât punctele de trecere de la o treaptă de viteză la alta să coincidă cu punctele de divizare. În acest fel pe fiecare interval Δv funcțiile a sau 1/a nu vor prezenta discontinuități și relațiile folosite pentru calcule vor avea forme mai simple. Pentru fiecare punct de divizare, cunoscând valoarea accelerației a, se obține prin calcul valoarea inversului accelerațiilor 1/a. Rezultatele calculelor sunt reprezentate în figura 6.24.

La viteză maximă a automobilului, accelerația fiind nulă, inversul accelerației va fi infinit, prin urmare ne vom limita în calcul la o valoare arbitrară 0,9 vmax ca în figura 6.24. Cu aceste considerații se poate scrie expresia timpului de demaraj:

Se efectuează calculul integralei prin metoda numerică aproximativă folosind proprietatea integralei definite de a se putea calcula pe subintervale și făcând apoi însumarea:

O bună aproximație se obține dacă se folosește pentru calcul expresia:

unde valoarea este media aritmetica a valorilor 1/a la capelele intervalului oarecare [vi,vi+1],

Expresia timpului de demaraj total, td, este:

Fig.3.25. Calcul valoarea inversului accelerațiilor 1/a [3]

Fig.3.26. Variația inversului accelerației automobilului în treapta întâi

Fig.3.27. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a- II-a

Fig.3.28. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a -III-a

Fig.3.29. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a- IV-a

Fig.3.30. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a- V-a

Fig.3.31. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a -VI-a

Determinarea spațiului de demaraj

Din relația: , rezultă:

; ,

Spațiul de demaraj este calculat folosind notațiile din figura 6.31.

unde :

Fig.3.32. Determinarea spațiului de demaraj [3]

Frânarea automobilului

Echilibrarea roții frânate

Se aplică metoda izolării corpurilor, figura 3.33

Fig.3.33. Echilibrarea roții frânate [3]

;

Unde:

Mf – momentul de frânare

Ft – forța de frânare

Ffr – forța de frânare la roată

Ținând cont de aderența, Zr=17900[N]

Bilanțul forțelor care acționează asupra roții frânate

Forțele care se opun deplasării automobilului sunt forța de frânare Ff, componenta greutății de-a lungul pantei Ga · sin α și rezistența aerului Ra (fig. 3.34).

Fig.5.34. Bilanțul forțelor care acționează asupra roții frânate [3]

Pentru simplificarea expresiei se consideră forța de frânare Ff concentrată la o singură roată, de asemenea rezistentă la rulare Rr și greutatea automobilului Zr.= Ga · cos α. Ecuația de proiecții a forțelor după direcția de mișcare este:

Determinarea decelerației maxime

Dacă frânarea se face pe drum orizontal și dacă se neglijează rezistența aerului, decelerația maximă este:

în cazul frânării cu motorul decuplat , decelerația maximă devine:

Determinarea spațiului minim de decelerație

Dacă viteza finală (motorul fiind decuplat), atunci:

,

dacă vi=70,27[m/s], viteza maximă a automobilului

Determinarea timpului minim de decelerat:

Dacă vf=0;

CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE

Mecanismul de distributie este un subsistem al motorului cu ardere interna care asigura realizarea sistemuluidde gaze dintre cilindru motor si mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu incarcatura proaspata si evacuarea produselor de ardere. Aceasta functie este realizata prin deschiderea si inchiderea periodica a orificiilor de admisie si evacuare.

Fig. 4.1 Dimensiunile orientative ale supapei [5]

Dimensiunile supapei

Alezajul cilindrilor este D=83 [mm].

Determinarea profilului camei

Fig.4.2. Schema de calcul pentru deplasarea tachetului la cama in arce de cerc [5]

Raza r0 determină cercul de bază al camei

Raza profilului I:

Raza profilului II:

Raza jocului termic

2…3 mm cu atac direct al camei

Calculul cinematic al tachetului

Pentru un unghi oarecare ridicarea tachetului va fi:

Unghiul maxim al primei porțiuni este determinat de relația:

Pentru un unghi oarecare , spațiul parcurs de tachet este:

unde unghiul

DEPLASAREA, VITEZA SI ACCELERATIA

Profilul camei fara soc polinomial

Metoda polinomială W. Dulley consideră pentru fiecare porțiune a camei o variație a accelerației de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresii aritmetice.

p,q,r,s sunt exponenți succesivi determinați în progresie aritmetică de rație p-2;

j este unghiul curent al camei considerat de la vârful acesteia;

f este unghiul total al profilului camei;

sunt constante ce se determină din condițiile inițiale. Aceștia au următoarele expresii:

Valorile calculelor sunt trecute in tabelul 4.1 de mai jos:

Tabelul 4.1

Fig. 4.4. Graficul pentru ridicarea supapei

Fig. 4.5. Graficul vitezei si acceleratiei

Calculul la rezistenta a pieselor mecanismului

Sistemul fara culbutori

K=(1,6..2,0)= 1,8 coeficient de rezervă care ia în considerare supraturațiile sau vibrațiile arcului sub acțiunea cărora forța Fr poate varia în limitele foarte largi

Pasul spirelor:

se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele arcului să rămână un joc

CALCULUL ARBORELUI DE DISTRIBUTIE

Fig.4.6 Schema de calcul a sagetii de incovoiere a arborelui cu came [5]

Forța maximă care solicită arborele de distribuție este transmisă de la supapa de evacuare la începutul perioadei sale de deschidere.

Forța maximă de inerție va fi:

Forța gazelor se calculează pentru diferența de presiune care acționează asupra supapei:

Fig.4.7 Schema de calcul a tachetului pentru verificarea presiunii specifice [5]

Săgeata de încovoiere

Se determină deoarece arborele trebuie să fie suficient de rigid pentru ca încovoierea să nu manifeste influențe esențiale asupra funcționării mecanismului de distribuție

Solicitarea de torsiune

De la fiecare camă, atinge de obicei valoarea maximă la sfârșitul primei perioade de ridicare a supape, când punctul de tangență este cel mai îndepărtat de axa tachetului.

Calculul tachetului

Constă în verificarea presiunii specifice pe suprafața laterală

BIBLIOGRAFIE

Abăităncei, D., Bobescu, Gh. “Motoare pentru automobile” Editura Didactică și Pedagogică, București, 1975

Bobescu, Gh. Guber, I., ș.a., Motoare pentru automobile și tractoare, Ed. Tehnică, Chișinău, 1998.

Fodor, D. Blaga, V. Dinamica autovehiculelor , Editura Universitatii din Oradea, 2007.

Fodor, D . Dinamica autovehiculelor- Indrumar de laborator Editura Universitatii din Oradea, 2007.

Grünwald, B. “Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere”, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980.

Marincaș, D., Negruș, E. Combustibili, lubrifianți și materiale speciale pentru automobile, Ed. Didactică și pedagogică, București, 1977.

Mitran, T., Dragomir, G. “Calculul termic al motoarelor cu ardere internă”, Editura Universității din Oradea, 2007.

Nagy, T. Exploatarea autovehiculelor, Universitatea Brașov, 1983.

www.carfolio.com

www.wikipedia.ro

*** Colecție STAS

http://www.creeaza.com/tehnologie/auto/Mecanismul-de-distributie992.php