Коробка передач автомобиля с заданными параметрами движения

Вал(Эпюра150).dwg

Горизонтальная плоскость XOZ
Вертикальная плоскость YOZ
ПГУ 1.3-07.190207.008.001 ПЗ
2 Расчетная схема вала

Спецификация (150).doc

ПГУ 1.3-07.190207.008 СБ
Втулка дистанционная
Защитный уплотнитель
Колесо зубчатое 1-й
ПГУ 1.3-07.190207.008.001 СБ
Колесо зубчатое 2-й
Колесо зубчатое 3-й
Колесо зубчатое 5-й
Колесо зубчатое задней
Крышка ведущего вала
Крышка картера задняя
Муфта синхронизатора
Прокладка крышки задней
Пружина предохранителя
Пружина синхронизатора
Ступица синхронизатора
Сухарь синхронизатора
Болт М12-6gх35.58.016
Болт М8 -6gх15.58.016
Болт М8 -6gх10.58.016
Ролик игольчатый 36х20

150 0.35 бензин..doc

Федеральное агентство по образованию и науки РФ
Пензенский государственный университет
Кафедра “Транспортные машины”
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
По дисциплине: “Конструирование и расчет автомобилей и тракторов”
Пояснительная записка содержит 57 листов 7 рисунков17 таблиц графическая часть состоит из 3 листов формата А1.
Объектом разработки является коробка передач автомобиля с заданными параметрами движения. Целью курсового проекта является разработка компоновочной схемы расчет параметров коробки передач и расчет на прочность.
Техническое задание 4
Тягово-динамический расчет автомобиля 6
1.Внешняя скоростная характеристика автомобиля ..6
2.Тяговая характеристика автомобиля ..11
3.Динамическая характеристика .18
4 Расчет времени разгона автомобиля 20
4.1 Расчет ускорения автомобиля 20
4. 2 График времени разгона автомобиля .23
5 График пути разгона ..25
Расчёт основных параметров коробки передач 28
1.Межосевое расстояние 28
2.Ширина зубчатого венца .. ..28
3.Нормальный модуль зацепления 28
4.Угол наклона зубьев ..29
5.Суммарное число зубьев 29
6.Начальные параметры передач 29
7.Определение углов 31
8.Корректировка углов ..32
9 Коэффициент смещения х исходного контора ..33
10.Корректировка параметров передач 36
11 Расчет промежуточной шестерни заднего хода 37
Проверочный расчёт на прочность зубчатых передач .38
1.Расчётные предельные относительные силы тяги .38
2.Пробег и эквивалентное число циклов 39
3.Определение допускаемых напряжений 40
3.1.Допускаемые контактные напряжения 40
3.2.Допускаемые напряжения изгиба зубьев 41
4.Проверочный расчёт на контактную выносливость . 42
5.Проверочный расчёт на выносливость при изгибе .. 42
Расчёт на прочность промежуточного вала 45
1.Исходные данные 45
2.Расчётная схема вала 46
3.Опорные реакции. ..47
4.Изгибающие моменты. .. .. 48
5.Суммарный изгибающий момент в сечении Д ..49
6.Расчёт на сопротивление усталости 49
Выбор подшипников качения 51
1.Выбор подшипников по динамической грузоподъёмности .51
1.1.Эквивалентная динамическая нагрузка 51
1.2.Ресурс принятого подшипника ..51
2.Проверка подшипников по статической грузоподъёмности ..51
Расчет синхронизаторов .52
1Приведенные моменты инерции .52
2Момент трения в синхронизаторе 53
3Время синхронизации 54
4Работа буксования на поверхности трения 55
5Удельная работа трения .56
Список литературы 57
Пензенский Государственный Университет
на курсовое проектирование по дисциплине
“Конструирование и расчет автомобилей и тракторов”
Тема проекта: Спроектировать коробку перемены передач легкового автомобиля по заданной схеме.
Целевая установка и основные данные: На основе тягового расчета выбрать ДВС передаточные отношения трансмиссии автомобиля и сконструировать коробку передач по заданной схеме
Тип и класс автомобиля:
легковой автомобиль малого класса
Максимальная скорость движения автомобиля:
Максимальный коэффициент дорожного сопротивления:
Частота вращения коленчатого вала на максимальной мощности neP
Содержание работы (перечень вопросов подлежащих отработке):
Тяговый расчет автомобиля;
Расчет основных параметров коробки передач;
Эскизная компоновка коробки передач;
Проверочный расчет на прочность зубчатых передач;
Расчет на прочность промежуточного вала;
Выбор подшипников качения;
Расчет инерционных синхронизаторов.
К защите предъявить:
Пояснительную записку объемом 35-45 листов;
Тягово-динамическую характеристику автомобиля (1 лист формата А1);
Продольный разрез коробки перемены передач (1 лист формата А1);
Поперечный разрез коробки перемены передач (1 лист формата А1).
Пантелеев В.Ф. «Расчёты деталей машин»: Учеб. Пособие Пенза: ПГУ1998.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для вузов М.: Высш. Шк.1985.
«Основы конструирования»: Методические указания по курсовому проектированию под ред. В.Ф.Пантелеева Пенза: ПГТУ1994.
«Автомобиль “Волга”»: руководство по эксплуатации Н.Новгород1998.
Уханов А.П. Артемов И.И. Пшеничный О.Ф. «Теория автомобиля в упражнениях и задачах»: Учебное пособие Пенза: ПГУ 2002.
Руководитель курсового проекта
профессор кафедры Е.А. Чуфистов
Тягово-динамический расчет автомобиля
1 Внешняя скоростная характеристика автомобиля
1.1 Мощность развиваемая двигателем при движении с максимальной скоростью
Требуемую максимальную мощность Ре(Vamax) двигателя определяют из условия энергетического обеспечения максимальной скорости т.е. из баланса мощности
где Fy - сила дорожного сопротивления Н;
Fw - сила сопротивления воздуха Н;
hтр - КПД трансмиссии на режиме движения с максимальной скоростью для неполноприводных автомобилей с механической трансмиссией - hтр = 088 095;
kc - коэффициент учитывающий потери мощности в воздухоочистителе глушителе радиаторе компрессоре и вспомогательных агрегатах
kc = 075 09; принимаем
Силы дорожного сопротивления и сопротивления воздуха:
где Ga - вес автомобиля Н;
yv - коэффициент дорожного сопротивления на максимальной скорости;
Cx - коэффициент обтекаемости для легковых автомобилей –
Сx =025 045 принимаем Cx = 035
где f0 - коэффициент сопротивления качению при относительно малой скорости движения (v 50 кмч) f0 = 0018 [5 стр.245]
- коэффициент увеличения сопротивления качению k = 0.43·10-6
A - площадь лобового сечения автомобиля м2;
qv - скоростной напор кгм·с2.
где ma -полная масса автомобиля кг;
g - ускорение свободного падения
Полная масса легкового автомобиля равна
где mасн - масса снаряженного автомобиля кг;
где maнсн - масса неснаряженного автомобиля кг;
mсн - масса снаряжения для автомобиля заданного класса можно принять
mп - масса пассажира; mп = 75 кг;
z - число пассажиров; z = 4;
mб = 10·4 - масса багажа;
(масса приходящаяся на одного пассажира принята равной 10 кг)
где - коэффициент заполнения площади лобового сечения для легковых автомобилей 078 080
Размеры площадей лобового сечения для автомобилей с рабочим объемом двигателя 18 35 л принимаем:
где в - плотность воздуха
1.2 Построение внешней скоростной характеристики
Значение мощности Pei при различных значениях nei частоты вращения коленчатого вала можно рассчитать по эмпирической формуле
где С1 С2 С3 - коэффициенты зависящие от вида камеры сгорания в случаи дизельного двигателя С1 = 1 С2 = 1 С3 = 1.
nePme - частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности.
nei=800 обмин – минимально-устойчивая частота вращения коленчатого вала.
Крутящий момент на коленчатом валу:
Значение расхода топлива gei при различных значениях nei частоты вращения коленчатого вала можно рассчитать по формуле
где gep = 280 гкВт·ч
Значение мощностей моментов и расхода топлива приведены в таблице 1.По полученным значениям строят графики внешней скоростной характеристики представленные на рисунке 1.
Таблица 1. Скоростные характеристики
Рисунок 1 Внешняя скоростная характеристика двигателя
2 Тяговая характеристика автомобиля
2.1 Передаточные отношения трансмиссии
Минимальное передаточное отношение трансмиссии определяют из условия что при максимальной частоте вращения коленчатого вала скорость движения автомобиля равна максимальному значению.
rk - радиус качения колеса;
где rсв - свободный радиус колеса [1 стр.216].
где dд - диаметр диска колеса в дюймах;
Н - высота профиля шины мм.
где В - ширина профиля шины мм;
HB - относительная высота профиля шины.
Выбираем шины 17570 R13.
Н = 175·07 = 1225 мм;
Максимальное передаточное отношение трансмиссии назначают на основе сравнения значений рассчитанных по трем условиям.
условие: Преодоление максимального дорожного сопротивления.
где max - максимальный коэффициент дорожного сопротивления
Tme - максимальный крутящий момент на коленчатом валу;
условие: трогание сместа без пробуксовывания.
где - коэффициент сцепления; для расчетов принимают = 08;
k - коэффициент сцепного веса принимаем
При расчете максимальных передаточных отношений по первому и второму условию для механической трансмиссии принимают
тр = 08 095 [1 стр.218]. Принимаем:
условие: обеспечение маневрирования.
Исходя из удобства маневрирования принимают [vam
где nеуст = 800 мин-1 - устойчивая частота вращения коленчатого вала;
При сравнении полученных результатов принимают что условие маневрирования должно быть обязательно выполнено; при этом выполняются и другие условия.
Принимаем Uтрmax = 17.4 при этом выполняются все условия.
Выбираем схему трехвальной коробки передач т.е. передаточное
отношение на высшей передаче:
Передаточное отношение главной передачи определяют из условия что при максимальной частоте вращения коленчатого вала скорость движения автомобиля на высшей передаче равна максимальному значению.
Uгп = Uтрmin UКПmin = 4058
Передаточные отношения остальных передач
Предварительно значения остальных передаточных отношений назначаем из условия работы двигателя в одинаковом диапазоне частот вращения независимо от того какая передача включена и отсутствия перекрытия передач. В этом случае передаточные отношения подчиняются закону геометрической прогрессии со знаменателем
где n- число передач в коробке;
Принимаем общее число передаточных отношений в коробке передач равным пяти.
Для уменьшения работы сил трения в синхронизаторах при включении высших передач и времени их включения отношение передаточных отношений соседних низших передач увеличим а соседних высших передач уменьшим. При этом учитываем что в современных конструкциях легковых автомобилей отношение передаточных отношений первой и второй передач достигает значений 14 186. Примем:
2.2 Сила тяги на колесах Силу тяги на ведущих колесах можно определить по формуле
где - передаточное отношение коробки передач на i - той передаче.
Для построения тяговой характеристики для различных значений nei рассчитывают силу тяги а по формуле:
скорость движения автомобиля.
Результаты расчетов силы тяги на ведущих колесах и скорости движения автомобиля представлены в таблице 2. Таблица 2
2.3 Силы сопротивления движению
Силу сопротивления движению определяют по формуле
где - силы сопротивления качению колес;
Fw = Cx·A·qv- силы сопротивления воздуха. (См. Раздел 2.1.1). Результаты расчетов сил помещены в таблицу 2.
По результатам расчёта 2.2.3 и 2.2.4 строят графики тяговой характеристики автомобиля представленные на рисунок 2.
Рисунок 2 Тяговая характеристика автомобиля.
3 Динамическая характеристика
Динамическая характеристика представляет зависимость динамического фактора D от скорости движения автомобиля.
Результаты расчетов приведены в таблице 3.
По результатам значений динамического фактора строю графики представленные на рисунке 3.
Рисунок 3 Динамический фактор.
4 Расчет времени разгона автомобиля
4.1 Расчет ускорения автомобиля
Ускорение автомобиля вычисляют по формуле:
где - коэффициент учитывающий все вращающиеся массы;
Результаты расчетов представлены в таблице 4.
По результатам расчетов ускорений строят графики представленные на рисунке 4.
Рисунок 4 Ускорение автомобиля при разгоне.
Таблица 4 - Тягово-скоростные показатели автомобиля.
4 График времени разгона автомобиля
Разгон на каждой передаче осуществляется до тех пор пока ускорение разгона на этой передаче превышает ускорение на соседней более высокой передаче при той же скорости или пока частота вращения коленчатого вала двигателя не достигнет максимального значения (см. рисунок 4.)
Время разгона определяют интегральной зависимостью:
Для практических расчетов заменяем бесконечную интегральную сумму конечной
где k-число переключений;
tc= 05с-время включения.
Результаты расчетов приведены в таблице 5.
По результатам расчетов значений времени разгона строят график представленный на рисунке 5.
Таблица 5. Время разгона автомобиля
Рисунок 5 Время разгона автомобиля
5 График пути разгона
Путь разгона определяем по зависимости
Для практических расчетов заменяем ее формулой
Результаты расчетов приведены в таблице 6.
По результатам расчета значений пути разгона строят график представленный на рисунке 6.
Рисунок 6 Путь разгона автомобиля.
Таблица 6. Время и путь разгона автомобиля
Расчёт основных параметров коробки передач
1 Межосевое расстояние
Принимаем : аW=75мм;
2 Ширина зубчатого венца
3 Нормальный модуль зацепления
4 Угол наклона зубьев
5 Суммарное число зубьев
6 Начальные параметры передач.
Принимаем число зубьев шестерни первой передачи таким чтобы не было подрезания ножки зуба. Для косозубой передачи
Передаточное число с ведущего вала на промежуточный:
Делительные диаметры:
- для промежуточной передачи:
- для первой передачи:
- для второй передачи:
- для третьей передачи:
- для пятой передачи:
7 Определение углов
Углы наклона зубьев определяют из условия равенства осевых сил.
где и - угол наклона зубьев колеса промежуточной передачи и шестерни одной из передач соответственно;
и - соответствующие делительные диаметры.
Для промежуточной передачи при п = 28° приведенное выше соотношение принимает значение:
Полученные значения приводим в таблице 7.
Для повышения ресурса подшипников промежуточного вала коробки передач необходимо подобрать такие значения угла наклона зубьев при которых осевые силы при включении каждой передачи были бы направлены в одну сторону. Для этого достаточно того чтобы углы для всех передач (кроме промежуточной передачи) однонаправлено отличались от предварительных значений .
Число зубьев передач:
Получаем предварительные числа зубьев передач таблица 8.
Полученные значения углов приводим в таблице 9.
9 Коэффициент смещения х исходного контора.
Главное назначение смещения –повышение прочности зубьев.
Вначале выбираем передачи у которых и U 2 для них будем выполнять смещение.
Смещение первой передачи:
действительное передаточное число;
мм – делительное межосевое расстояние;
угол профиля исходного профиля;
суммарный коэффициент смещения;
где коэффициенты смещения шестерни и колеса;
Руководствуюсь приложениями 23 ГОСТ 16532-70 выбираю коэффициенты смещения для =23 и =13;
Смещение второй передачи:
Смещение пятой передачи:
Смещение промежуточной передачи:
10 Определение параметров передач.
Диаметры делительных окружностей:
Диаметры впадин зубьев:
Диаметры вершин зубьев:
где =025-коэффициент осевого зазора;
Полученные параметры передач приводим в таблице 10.
11 Расчет промежуточной шестерни заднего хода
Выбираем диаметр промежуточной шестерни из условия отсутствия подрезания зубьев в зацеплении
Геометрические размеры шестерни:
Из конструктивных особенностей (отсутствие зацепления между шестерней промежуточного вала и колесом выходного вала) принимаю:
Диаметр шестерни промежуточного вала:
Диаметр зубчатого колеса промежуточного вала:
Определяю координаты центра оси паразитной шестерни.
Расстояние между осью паразитной шестерни и осью промежуточного вала:
Расстояние между осью паразитной шестерни и осью выходного вала:
Обозначим угол между сторонами с и b через α. Этот угол найдем с помощью теоремы косинусов:
Координаты относительно центра оси промежуточного вала обозначим через x и y:
Проверочный расчёт на прочность зубчатых передач
1 Расчётные предельные относительные силы тяги
Средние значения удельных окружных сил на передачах определяются сопротивлением движению. В общем виде:
где - средняя относительная сила дорожного сопротивления;
-средняя относительная сила сопротивления воздуха;
-средняя относительная сила инерции;
где -средние значения скорости на каждой передаче;
среднее значение скорости движения автомобиля;
- средняя скорость движения автомобиля на данной передачи;
где xi-относительная доля пробега на i передаче.
По отношению gpigmi по графику находим коэффициенты пробега.
Полученные значения приводим в таблице 11.
2 Пробег и эквивалентное число циклов.
Общий пробег в км примем: LS=450000 км.
Тогда пробег автомобиля на i передаче определится по формуле:
Эквивалентное число циклов:
-по контактным напряжениям;
-по напряжениям изгиба;
-число циклов нагружения зубьев зубчатого колеса;
- число циклов нагружения зубьев шестерни;
Для промежуточной передачи:
Расчетные значения приводим в таблице12.
3 Определение допускаемых напряжений.
3.1 Допускаемые контактные напряжения:
где -длительный предел контактной выносливости
=095-коэффициент учитывающий шероховатость рабочих поверхностей
=1 104-коэффициент учитывающий влияние скорости
-коэффициент долговечности учитывающий режим нагружения и требуемый ресурс передачи принимается в пределах 1 18 ;
=13-коэффициент запаса контактной прочности
Выбираем материал Сталь 18ХГТ вид ХТО: цементация и закалка.
=101; =102; =103; =105;=104;
Расчетные значения приводим в таблице13
3.2 Допускаемые напряжения изгиба зубьев.
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по формуле:
где =775 МПа- длительный предел выносливости ;
=17- коэффициент запаса изгибной прочности;
- коэффициент долговечности 1 25;
=9 для поверхностно упрочнённых колёс (показатель степени кривой усталости).
Расчетные значения приводим в таблице14
4 Проверочный расчёт на контактную выносливость.
где =8400-для косозубых передач;
-коэффициент нагрузки;
- коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (по номограммам);
=10 1KHa16- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зацепляющимися парами зубьев.
Расчетные значения приводим в таблице15.
По всем передачам условие контактной выносливости зубьев выполняется.
5. Проверочный расчёт на выносливость при изгибе.
Проводят для зубьев шестерни и колеса по общей зависимости:
где -коэффициент нагрузки;
Здесь - коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зацепляющимися парами зубьев;
- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведённого числа зубьев колёс и коэффициента смещения инструмента x;
- коэффициент учитывающий наклон зуба:
-коэффициент осевого перекрытия;
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев где - коэффициент торцевого перекрытия:
Крутящий момент на шестерне и на колесе :
Расчетные значения приводим в таблице1617
По всем передачам условие выносливости зубьев при изгибе выполняется.
Расчёт на прочность промежуточного вала
При работе коробки скоростей на первой передаче напряжения в промежуточном вале достигают максимальных значений поэтому расчет этого вала следует вести для первой передачи.
Силы действующие на промежуточном валу:
От передачи на промежуточный вал:
От передачи на ведомый вал:
Вращающий момент на валу: ;
Диаметр делительной окружности зубчатого колеса: =0.093442м;
Диаметр делительной окружности шестерни: =0.042858м;
Режим нагружения – переменный.
Расстояние между опорами и координаты точек приложения смотреть на расчетной схеме вала:
В горизонтальной плоскости (XOZ):
В вертикальной плоскости (YOZ):
Суммарные реакции в опорах.
4. Изгибающие моменты
В горизонтальной плоскости.
В вертикальной плоскости.
Наибольший изгибающий момент возникает в сечении D.
5. Суммарный изгибающий момент в сечении D
Выбираем материал вала Сталь 18ХГТ:
Твердость-350НВ sВ=1150 МПа sТ=950 МПа s-1=520 МПа t-1=280 МПа ys=015 yt=01.
Механическая обработка вала – тонкая обточка; сквозная закалка нагревом ТВЧ.
6. Расчёт на сопротивление усталости
Для опасного сечения D коэффициент запаса прочности:
- коэффициент запаса по напряжениям изгиба;
- коэффициент запаса по напряжениям кручения.
Значения коэффициента долговечности лежат в пределах ; принимаем =1.
-суммарные коэффициенты соответственно при изгибе и кручении;
=2.26-=1.72 эффективные коэффициенты концентрации напряжений ;
=0.78 коэффициент влияния абсолютных размеров вала;
=1.255 коэффициент влияния шероховатости;
=2.0 коэффициент влияния упрочнения;
sа tа –переменные составляющие цикла изменения напряжений при изгибе и кручении соответственно;
Следовательно вал удовлетворяет условию прочности по сопротивлению усталости.6. Выбор подшипников качения
–внешняя осевая сила.
Подшипник 46305 ГОСТ 831-75.
1 Выбор подшипников по динамической грузоподъёмности
1.1. Эквивалентная динамическая нагрузка
Осевую нагрузку воспринимает левый подшипник.
(практически отсутствует) Н;
для роликовых радиально-упорных подшипников эквивалентная
динамическая нагрузка:
1.2. Ресурс принятого подшипника
Ресурс обеспечивается.
2 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности
Для роликовых подшипников эквивалентная статическая нагрузка равна:
Подшипник пригоден. При заданном ресурсе вероятность безотказной работы
Расчет синхронизаторов.
1Приведенные моменты инерции
-уравнение движения включаемого колеса и кинематически связанных с ним деталей;
-момент инерции включаемого колеса и связанных с ним деталейприведенных к включаемому колесу;
-момент инерции сцепления;
- момент инерции входного вала;
Разобьем на участки входной вал и найдем его момент инерции;
момент инерции промежуточного вала;
момент инерции зубчатых колес размещенных на выходном вала;
Находим приведенные моменты инерции включаемых колес:
2Момент трения в синхронизаторе.
-коэффициент трения в синхронизаторе;
половина угла при вершине конуса;
сила создаваемая водителем.
3Время синхронизации.
включение первой передачи со второй:
включение второй передачи с первой:
включение второй передачи с третьей:
включение третьей передачи со второй:
включение третьей передачи с четвертой:
включение четвертой передачи с третьей:
включение четвертой передачи с пятой:
включение пятой передачи с четвертой:
4Работа буксования на поверхности трения.
5Удельная работа трения.
площадь трения синхронизатора;
ширина поверхности трения синхронизатора;
радиус трения синхронизатора;
включение первой передачи со второй:
включение второй передачи с первой:
включение второй передачи с третьей:
включение третьей передачи со второй:
включение третьей передачи с четвертой:
включение четвертой передачи с третьей:
включение четвертой передачи с пятой:
включение пятой передачи с четвертой:
Пантелеев В.Ф. :«Расчёты деталей машин»: Учеб. Пособие Пенза: ПГУ1998.

Лист1.cdw

ПГУ 1.3-07.190207.008.002
характеристики автомобиля
Внешняя скоростная характеристика автомобиля
Динамический фактор автомобиля
Ускорение автомобиля
Тяговая характеристика автомобиля
Время разгона автомобиля
Путь разгона автомобиля

Вал(Эпюра150).dwg

Горизонтальная плоскость XOZ
Вертикальная плоскость YOZ
ПГУ 1.3-07.190207.008.001 ПЗ
2 Расчетная схема вала

ЛИСТ№1 на распечатку. (150).dwg

Коробка передач. продольный разрез
Кафедра ''ТМ'' гр. 05ЦТ1
ПГУ 1.3-07.190207.008.003 - СБ
Технические требования 1.Перед установкой сальников смазать их кромку смазкой "Литол24"ГОСТ 21150-87. 2.Момент затяжки резьбовых соединений согласно инструкции. 3.Проверку коробки на шумы и отсутствие течей производить последовательно с нагрузкой и без при максимальных частотах вращения. 4.При установке привода спидометра ведущую шестерню смазать смазкой "Литол24"ГОСТ 21150-87
Технические характеристики передаточные отношения: U1=4

Лист№2на распечатку.dwg

(Verwendungsbereich)
(Modell- oder Gesenk-Nr)
Коробка передач. поперечный разрез
Кафедра ''ТМ'' гр. 05ЦТ1
ПГУ 1.3-07.190207.008.004- СБ
ПГУ 2.190201.07- СБ 2
Кафедра ''ТМ'' гр. 03ТН2
Коробка передач. Поперечный разрез