Определить тягово-динамические свойства автомобиля и спроектировать трансмиссию автомобиля с подробной разработкой конструкции коробки передач

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра "Автомобили и станочные комплексы"

Курсовой проект

Тема проекта: Определить тягово-динамические свойства автомобиля и спроектировать трансмиссию автомобиля с подробной разработкой конструкции коробки передач

Вариант 7

САМАРА

реферат

Пояснительная записка содержит 38 страницы, 11 рисунков, 13 таблиц, используемых источников 2 и графического материала 4 листа.

автомобиль, двигатель, коробка передач, скоростная характеристика, тяговая характеристика, силовой баланс, мощностной баланс, динамический паспорт, оценка приемистости автомобиля, трансмиссия

В пояснительной записке представлен расчет тягово-динамических параметров автомобиля, включающий в себя расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя, определение передаточных чисел коробки передач, построение тяговой характеристики, силовой и мощностной баланс автомобиля, составление динамического паспорта автомобиля, оценку приемистости автомобиля. Так же, в пояснительной записке, представлен проект трансмиссии с подробной разработкой конструкции коробки передач автомобиля.

содержание

Реферат

Содержание

Введение

.        Исходные данные для проектирования

.        Расчет тягово-динамических параметров автомобиля

.1      Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя

.2      Определение передаточных чисел главной передачи и коробки передач

.3      Построение тяговой характеристики

.4      Силовой баланс автомобиля

.5      Мощностной баланс автомобиля

.6      Динамический паспорт автомобиля

.6.1   Построение динамической характеристики автомобиля

.6.2   Построение номограммы нагрузок

.6.3   График контроля буксования

.7      Оценка приемистости автомобиля

.7.1   Определение ускорения автомобиля

.7.2   Определение времени и пути разгона автомобиля

.        Проектирование трансмиссии

.1      Разработка кинематической схемы трансмиссии

.2      Определение модуля шестерен коробки передач

.3      Определение чисел зубьев шестерен коробки передач

.4      Расчет зубчатых передач на прочность

.5      Расчет вала на прочность

.6      Расчет вала на жесткость

.7      Определение динамическую грузоподъемность подшипника

.8      Выбор подшипников коробки передач

.        Выводы и заключение

.        Библиографический список

введение

Автомобильный транспорт России в силу ряда причин приобретает все большее значение. Автомобили широко используются во всех областях народного хозяйства, выполняют значительный объем транспортных работ, а точнее служат для перевозки грузов и пассажиров.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, надежность, жёсткость и виброустойчивость, технологичность конструкции. Для обеспечения этих требований все конструкции подкрепляются расчетами, важнейшими из которых являются расчеты на прочность и жесткость.

1. исходные данные для проектирования

Таблица1

2. расчет тягово-динамических параметров автомобиля

2.1 Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя

Скоростной характеристикой называют зависимости эффективной мощности Ne и эффективного крутящего момента Ме двигателя от угловой скорости коленчатого вала wе или частоты вращения nе.

График внешней скоростной характеристики имеет следующие характерные точки:

Nmax - максимальная (номинальная) эффективная мощность;

wN - угловая скорость коленчатого вала при максимальной мощности;

Mmax - максимальный крутящий момент;

wМ - угловая скорость коленчатого вала при максимальном крутящем моменте;

NМ - мощность при максимальном крутящем моменте;

MN - крутящий момент при максимальной мощности;

wmin - минимальная устойчивая угловая скорость коленчатого вала при полной подаче топлива; для дизельных двигателей wmin = 30…80 рад/с;

wmax - максимальная угловая скорость коленчатого вала при полной подаче топлива, соответствующая максимальной скорости автомобиля при движении на высшей передаче; для дизельных двигателей с ограничителем угловой скорости коленчатого вала w max = wN.

Внешнюю скоростную характеристику для дизельных двигателей можно рассчитать, используя следующие соотношения.

,

.

w max = wN = 210 рад/с;

принимаем wmin = 40 рад/с;

.

Для построения кривых эффективной мощности и эффективного крутящего момента двигателя рассчитаем 10 точек.

;

Остальные точки рассчитываем аналогичном образом по этой формуле.

Эффективный крутящий момент для бензиновых двигателей и дизелей определяется по формуле

.

;

Аналогично считаем остальные точки.

Результаты расчета внешней скоростной характеристики сводятся в таблицу 2.

Таблица2

Рисунок 1. Внешняя скоростная характеристика двигателя

2.2 Определение передаточных чисел главной передачи и коробки передач

.2.1 Определение передаточного числа главной передачи

Передаточное число главной передачи определяют из условия обеспечения максимальной скорости на высшей передаче коробки передач:

, где

 - радиус колеса, м;

nmax - максимальная частота вращения двигателя, об/мин;

iКВ - передаточное число высшей передачи КПП;

Vmax - максимальная скорость автомобиля, м/с (3,6 км/ч = 1 м/с).

Найденное расчетным путем передаточное число главной передачи должно иметь у грузовых автомобилей следующие значения: iГ = 4,5…9,0.

Vmax = 95 км/ч ≈ 26,4 м/с.

 об/мин;

, принимаем iГ = 4,5

2.2.2 Определение передаточных чисел коробки передач

При РТ > Рy

.

Коэффициент трения hТР для грузовых автомобилей принимаем 0,8, тогда

.

При РТ < Рy

.

Для автомобилей с приводом на задние колеса

, где

2 = 70000 Н - вес, приходящийся на заднюю ось автомобиля;

mP2 = 1,20…1,35 - коэффициент перераспределения нагрузки на задние колеса; принимаем mP2 = 1,3.

j = 0,6…0,8; принимаем j = 0,8.

.

.

С учетом неравенств принимаем передаточное число первой ступени iI = 8.

Для расчета передаточных чисел промежуточных передач используют следующее выражение:

, где

 - число передач, не считая повышающую передачу и передачу заднего хода;

j - номер передачи.

Для трехступенчатой коробки передач (n = 3):

;

.

Передаточное число передачи заднего хода

;

iЗХ = 10.

2.3 Построение тяговой характеристики

Совокупность кривых, графически отражающих зависимость силы тяги на ведущих колесах PT = f(V) от скорости, построенных для всех ступеней коробки передач называется тяговой характеристикой автомобиля.

Ведущие колеса автомобиля приводят его в движение в результате возникновения силы тяги РТ, которая появляется при приложении тягового момента к полуосям ведущих колес:

.

Тяговый момент зависит от эффективного крутящего момента Ме снимаемого с коленчатого вала двигателя:

, где

ТР - передаточное число трансмиссии;

hТР = 0,88 - КПД трансмиссии.

Передаточное число трансмиссии определяется с учетом передаточных чисел коробки передач и главной передачи:

.

Таким образом, на i-ой передаче

.

Для построения тяговой характеристики следует найти связь между угловой скоростью коленчатого wе вала или частотой вращения двигателя nе и скоростью транспортного средства на всех передачах. Для этого строится лучевая диаграмма.

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

Диаграмму строим исходя из условия:

, м/с.

Таблица3

По результатам расчетов (табл. 3) строим лучевую диаграмму (рис. 2).

Затем для десяти точек wе, определяем значения PTi и Vi.

Результаты расчета для всех передач КПП сводим в таблицу 4.

Таблица4

По результатам, занесенным в таблицу 4, строим тяговую характеристику автомобиля (рисунок 3) PT = f(V), график которой содержит столько кривых, сколько ступеней у коробки передач.

Рисунок 2. Лучевая диаграмма

Рисунок 3. Тяговая характеристика автомобиля

2.4 Силовой баланс автомобиля

Силовой баланс показывает распределение полной окружной силы на ведущих колесах по отдельным видам сопротивлений.

Расчет и построение силового баланса автомобиля выполняется в соответствии с формулой

, где

РТ - сила тяги, Н;

Рa - сила сопротивления подъему, Н;

Рf - сила сопротивления качению, Н;

Рj - сила инерции, Н;

Рw - сила сопротивления воздуха, Н.

Для случая равномерного движения автомобиля по горизонтальному участку Рa = 0 и Рj = 0:

.

Сила сопротивления качению:

, где

 = 90000 Н - полный вес транспортного средства;

f - коэффициент сопротивления качению:

, где

V - скорость автомобиля, м/с;

f0 - коэффициент сопротивления качению при движении автомобиля с малой скоростью (f0 » 0,015).

Сила сопротивления воздуха:

, где

w - коэффициент обтекаемости, Нс2/м4 (для грузовых автомобилей kw = 0,5…0,7); принимаем kw = 0,6;

F - площадь лобового сопротивления, м2;

для грузового автомобиля , где

В = 1,93 м - колея автомобиля;

Н = 2,6 м - высота автомобиля;

V - скорость автомобиля, м/с.

 м2.

Рассчитанные значения Рf и Рw в зависимости от изменения V заносим в таблицу 5.

Таблица5

Для построения графика силового баланса (рисунок 4) на график тяговой характеристики автомобиля наносят кривые Pf = f(V) и Pf + Pw = f(V) и делают вывод о возможной максимальной скорости движения автомобиля, которая определяется точкой пересечения кривых РТi и Pf + Pw. Т.к. кривые РТ3 и Pf + Pw не пересекаются, то скорость автомобиля соответствует его максимальной скорости движения Vmax = 95 км/ч.

Рисунок 4. Силовой баланс автомобиля

2.5 Мощностной баланс автомобиля

Уравнение мощностного баланса устанавливает соотношения между мощностью, подводимой к колесам автомобиля и мощностью, необходимой для преодоления сопротивления движению автомобиля:

, где

Т - тяговая мощность, кВт;

Na - мощность, затрачиваемая на преодоление подъема, кВт;

Nf - мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления качению, кВт;

Nj - мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления разгону, кВт;

Nw - мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха, кВт.

Для случая равномерного движения автомобиля по горизонтальному участку Na = 0 и Nj = 0:

.

Составляющие уравнения мощностного баланса:

; ; .

Рассчитанные значения Nf и Nw в зависимости от изменения V заносим в таблицу 6.

Таблица6

Для построения графика мощностного баланса (рисунок 5) строятся кривые Nf = f(V) и Nf + Nw = f(V). По взятым с графика тяговой характеристики значениям РТi рассчитывают и наносят кривые NTi = f(V) для всех ступеней КПП.

Таблица7

Рисунок 5. Мощностной баланс автомобиля

По графику, представленному на рисунке 5, можно сделать вывод, т.к. кривые NТ3 и Nf + Nw не пересекаются то автомобиль может двигаться с соответствующей максимальной скоростью Vmax = 95 км/ч.

2.6 Динамический паспорт автомобиля

.6.1 Построение динамической характеристики автомобиля

Динамической характеристикой автомобиля называется зависимость динамического фактора автомобиля с полной нагрузкой от скорости движения на различных передачах;

 = f(V).

Динамический фактор автомобиля с полной нагрузкой определяется по формуле

, где

двигатель автомобиль трансмиссия передаточный

РТ - сила тяги, Н;

Рw - сила сопротивления воздуха, Н;

Ga = 90000 Н - полный вес транспортного средства;

РСВ - свободная сила тяги, Н.

Значения силы тяги РТ берутся из расчета тяговой характеристики, а сила сопротивления воздуха Рw - из расчета силового баланса. Результаты расчета для каждой передачи сводим в таблицу 8.

Таблица8

Прикрыть дроссельную заслонку и тем самым уменьшим силу тяги и определим скорость.

По результатам таблицы 8 строим динамическую характеристику. Динамическая характеристика с номограммой нагрузок представлена на рисунке 6.

Рисунок 6. Динамическая характеристика автомобиля с номограммой нагрузок

2.6.2 Построение номограммы нагрузок

Чтобы не пересчитывать при каждом изменении нагрузки величину D, динамическую характеристику дополняют номограммой нагрузок.

Масштаб шкалы D0 определяется по формуле

, где

аа - масштаб шкалы динамического фактора для автомобиля с полной нагрузкой.

.

2.6.3 График контроля буксования

График контроля буксования представляет собой зависимость динамического фактора по сцеплению от нагрузки и позволяет определить предельную возможность движения по условиям сцепления колес с дорогой.

Для построения графика определяется динамический фактор по сцеплению

;

для автомобиля с полной нагрузкой и без нее последовательно для коэффициентов сцепления jх = 0,1; 0,2; 0,3;…; 0,8, где

Daj - динамический фактор по сцеплению для автомобиля с полной нагрузкой;

D0j - динамический фактор по сцеплению автомобиля без нагрузки;

G02 - сила тяжести, воспринимаемая ведущими колесами автомобиля без нагрузки;

G2 - сила тяжести, воспринимаемая ведущими колесами автомобиля с полной нагрузкой.

Вычисленные значения Daj и D0j для конкретных значений jх заносим в таблицу 9.

Таблица 9

2.7 Оценка приемистости автомобиля

.7.1 Определение ускорения автомобиля

Величину ускорения на каждой передаче можно определить по формуле:

.

Коэффициент учета вращающихся масс dВР можно определить по эмпирической формуле

, где

d1 » d2 = 0,03…0,05;

 - передаточное число передачи КПП;

Ga - вес автомобиля с полной нагрузкой;

G - фактический вес автомобиля.

Для полностью загруженного автомобиля можно принять

.

При движении по горизонтальной дороге y = f, где f - коэффициент сопротивления качению.

Результаты расчета сводим в таблицу 10.

Таблица10

По результатам таблицы 10 строим график ускорений, представленный на рисунке 7.

Рисунок 7. График ускорений

2.7.2 Определение времени и пути разгона автомобиля

Для определения времени и пути разгона используется графоаналитический метод.

Кривые графика ускорений разбиваются на ряд отрезков, соответствующих определенным интервалам скоростей, км/ч: на низшей передаче - 2…3; на промежуточных - 5…10; на высшей - 10…15.

Полагаем, что в каждом интервале скоростей разгон происходит с постоянным, средним ускорением

, где

1 и j2 - ускорения в начале и конце некоторого интервала скоростей.

Время разгона в интервале скоростей от V1 до V2:

.

Вычислив значение времени разгона в каждом интервале скоростей, находим общее время разгона на n интервалах от минимальной Vmin до максимальной Vmax скорости:

.

Для нахождения пути разгона используются те же интервалы скоростей, которые были выбраны при определении времени разгона. При этом считается, что в каждом интервале скоростей автомобиль движется равномерно со средней скоростью

.

При разгоне от скорости V1 до скорости V2 путь разгона в этом интервале скоростей

.

Путь разгона автомобиля от минимальной Vmin до максимальной Vmax скорости:

.

Результаты расчета сводим в таблицу 11.

таблица 11

По данным заполнения таблицы 11 строим графики времени и пути разгона tP = f(VCP) и SP = f(VCP), представленный на рисунке 8.

Рисунок 8. График времени и пути разгона

3. проектирование трансмиссии

.1 Разработка кинематической схемы трансмиссии

Кинематическая схема трансмиссии представлена на рисунке 9.

Рисунок 9. Кинематическая схема трансмиссии

3.2 Определение модуля шестерен коробки передач

Нормальный модуль mn выбирают из стандартного ряда; его значение зависит от передаваемого крутящего момента.

MK max = 882,39 Н·м, следовательно принимаем модуль mn = 4,5 мм.

3.3 Определение чисел зубьев шестерен коробки передач

Расстояние между осями валов коробки передач связано с передаваемым крутящим моментом следующей зависимостью:

,

а = 17…21,5 для грузовых автомобилей.

.

Принимаем аw = 163 мм.

Ширина зубчатого колеса приближенно может быть определена по формуле:

,

.

После выбора межосевого расстояния aw и модуля mn выбирают сначала предварительное значение угла наклона зубьев bпр из условия

,

.

Определяем суммарное число зубьев:

,

.

Величину zSпр округляем до целого значения zS = 66 и находим уточненное значение угла наклона линии зуба:

,

.

Для определения чисел зубьев ведущего (zвщ) и ведомого (zвм) зубчатых колес пары используют систему двух уравнений:

где u - передаточное число передачи.

Решая систему уравнений можно найти:

 и .

Из предыдущего расчета известны передаточные числа ступеней коробки передач:

uI = 8;

uII = 2,828;

uIII = 1;

uз.х. = 10.

Для передачи переднего хода двухвальной коробки , где

ui - передаточное число ступени коробки;

Для коробок передач грузовых автомобилей z1ВЩ = 16…12.

Находим числа зубьев передач переднего хода:

z1 ВЩ = 12, z1ВМ = zΣ - z1 = 66 - 12 = 54.

; ;

; ;

Размеры зубчатых колес определяются по формулам:

 - делительный диаметр колеса;

Произведем расчет чисел зубьев для заднего хода.

uз.х. = 10.

;

Принимаем z7 = 18; z8 = 38; z9 = 18.

Т.к. задняя передача з.х. зубчатые зацепления прямозубое то рассчитывается по следующей формуле.

 - делительный диаметр колеса;

;  ; ;

3.4 Расчет зубчатых передач на прочность

В качестве материала зубчатых колес и валов выбираем легированную сталь 18ХГТ с обработкой цементацией.

Степень точности зубчатых колес принимаем 7-й.

Зубья колес по контактным напряжениям проверяются по зависимости:

, где

σ = 8400;

uф - фактическое передаточное число;

kн - коэффициент нагрузки;

kн = kнνkнbkнα;

;

, где

 - для косозубых передач

Допустимые контактные напряжения, МПа

.

Зубья колес по напряжениям изгиба проверяются по зависимости:

где Ft - окружная сила в зацеплении, Н:

МK max - максимальный передаваемый крутящий момент, Нм;

 - делительный диаметр шестерни, мм.

;

- для косозубых колес.

Допустимое напряжение .

Коэффициент YFS1 находят при

Допустимое напряжение .

Проведем проверочный расчет передачи с ведущего вала на промежуточный.

Zσ = 8400;

uф = 4,5 - фактическое передаточное число;

kнν = 1,08;

;

;

;

;

;

;

kн = kнνkнbkнα = 1,08·1,08·1,3 = 1,5 - коэффициент нагрузки;

Допустимые контактные напряжения, МПа

;

.

Зубья колес удовлетворяют требованиям по контактным напряжениям.

 - окружная сила в зацеплении;

;

;

;

;

;

;

.

Допустимое напряжение ;

;

Определение изгибные напряжения в зубьях шестерни.

YFS1 = 3,89.

Допустимое напряжение ;

Зубья колес удовлетворяют требованиям по напряжениям изгиба.

3.5 Расчет вала на прочность

Проведем расчет на сложное сопротивление ведомого вала.

Проведем расчет для случая нагружения, когда крутящий момент передается с ведущего вала на ведомый вал парой шестерен Z1=12/Z2=54.

На ведомый вал действуют окружные Рτ и радиальные Рr усилия от зацепления зубчатыми колесами.

Определяем значения окружного, радиального и осевого усилий:

, где ;

;

.

Дальнейшее решение проводится отдельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей.

Находим составляющие опорных реакций, составляя уравнения моментов относительно точек E и F:

в горизонтальной плоскости:

;

;

;

;

;

;

Проверяем правильность решения:

;

в вертикальной плоскости:

;

;

;

;

Определяем значения изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

;

.

Суммарный изгибающий момент рассчитывается по формуле:

.

Определяем значения крутящих моментов:

Расчетная схема промежуточного вала представлена на рисунке 10.

Рисунок 10. Расчетные схемы и эпюры нагружения промежуточного вала

В соответствии с проведенными расчетами опасным сечением промежуточного вала является сечение под шестерней Z2 = 54.

Суммарный изгибающий момент в сечении М∑I =16184 Н·м, крутящий момент Мкр =7059 Н·м.

Находим напряжения изгиба в сечениях

где WИ = 59,56·10-6 м3 - момент сопротивления сечения вала при изгибе;

S - площадь сечения вала;

 - осевая сила, действующая на вал.

В этих же сечениях определяются напряжения кручения

где .

Выбираем материал вала: сталь 18ХГТ ГОСТ 4543-71, термообработка: цементация.

Определяют коэффициенты запаса прочности по пределу текучести и прочности для сечения в местах расположения зубчатых колес:

по напряжениям изгиба

по напряжениям кручения

где  и  - коэффициенты, учитывающее влияние абсолютных размеров сечения вала.

 и  - пределы прочности и текучести при изгибе;

 и  - пределы прочности и текучести при кручении.

Общий коэффициент запаса прочности в местах расположения зубчатых колес:

по пределу текучести

по пределу прочности

Найденные значения сравнивают с допустимыми:

Найденные значения находятся в допустимых пределах, следовательно, вал отвечает требованиям прочности.

3.6 Расчет вала на жесткость

Наряду с прочностью валы КПП должны быть достаточно жесткими, чтобы их прогиб не вызывал перекоса зубчатых колес, находившихся в зацеплении, и не нарушал контакт тел качения с кольцами подшипников.

Расчет на жесткость ведут как для балки постоянного сечения с жесткостью на изгиб EI, где Е = 2·105 МПа - модуль упругости; I - момент инерции сечения.

Для вала без отверстия момент инерции:

,

где dср - расчетный наружный диаметр вала:

.

.

Определим прогибы и углы поворота в местах расположения зубчатых колес на промежуточном валу, для расчетной схемы, представленной на рисунке 11.

Рисунок 11. Схема для расчета вала на жесткость

Прогибы в вертикальной плоскости.

Суммарные прогибы в вертикальной плоскости:

;

.

Прогибы в горизонтальной плоскости.

Суммарные прогибы в горизонтальной плоскости:

;

Общие прогибы в сечениях:

;

.

Углы поворота в вертикальной плоскости.

Суммарный углы поворота в вертикальной плоскости:

;

.

Углы поворота в горизонтальной плоскости.

Суммарные углы поворота в горизонтальной плоскости:

;

.

Общие углы поворота в сечениях:

;

.

Углы поворота в левой опоре в вертикальной плоскости:

;

;

Суммарный угол поворота в вертикальной плоскости:

.

Углы поворота в левой опоре в горизонтальной плоскости:

.

Суммарный угол поворота в горизонтальной плоскости:

.

Общий угол поворота в левой опоре:

.

Углы поворота в правой опоре в вертикальной плоскости:

;

.

Суммарный угол поворота в вертикальной плоскости:

.

Углы поворота в правой опоре в горизонтальной плоскости:

;

Суммарный угол поворота в горизонтальной плоскости:

.

Общий угол поворота в правой опоре:

.

Допустимые значения:

;

;

.

Найденные при расчете значения прогибов и углов поворота не превышают допустимые значения, следовательно, вал в рассчитанных сечениях удовлетворяет требованиям жесткости.

3.7 Определение динамическую грузоподъемность подшипника

- динамическая грузоподъемность подшипника

, где V=1; Kδ=1;Kτ=1.

-эквивалентная динамическая нагрузка

-эквивалентные нагрузки на подшипник на каждой передаче

Находим ресурс подшипника на каждой передаче

 , где UТр=U·UГ

Общий ресурс подшипников ведомого вала

=L1+L2+L3+L4

Находим силы на первой передаче:

окружная

осевая

радиальная

Находим расчетную величину крутящего момента

M´кmax=а Mкmax

Находим крутящий момент на шестернях промежуточного вала

M=M´кmax·U

3.8 Выбор подшипников коробки передач

В качестве опор ведущего вала коробки передач выбираем шариковый радиально-упорный подшипник 206 с левой стороны и шариковый радиально-упорный подшипник 46304 с правой стороны с характеристиками, представленными в таблице 12.

Таблица 12

В качестве опор ведомого вала выбираем шариковый радиально-упорный подшипник 60208 с левой стороны и шариковый радиально-упорный подшипник 36207 с правой стороны с характеристиками, представленными в таблице 13.

Таблица 13

4. выводы и заключение

В представленном курсовом проекте была спроектирована трансмиссия грузового автомобиля с подробной разработкой конструкции трехступенчатой коробки передач. Также были определены тягово-динамические свойства автомобиля.

5. библиографический список

1.  Расчет тягово-динамических параметров автомобиля: Методические указания к курсовому проектированию. / А.Ф. Денисенко; Самар. гос. техн. ун-т. Самара, 2006. 32 с.

2.      Расчет коробок передач автомобиля: Методические указания к курсовому проектированию. / А.Ф. Денисенко; Самар. гос. техн. ун-т. Самара, 2006. 15 с.