Проектування карданної передачі

Р _Т = Р _Ψ + Р _W + Р _j,
де Р _Ψ - cила опору дороги, Н;
Р _W - сила опору повітря, Н;
Р _j - сила інерції автомобіля при його нерівномірному русі (при прискоренні або уповільненні), Н.
Рівняння тягового балансу автомобіля простіше і наочніше вирішувати графічним способом, при якому будуємо графіки залежності кожного з доданків рівняння від швидкості руху автомобіля, і проводимо порівняння положення точок кривої з положенням точок сумарною кривої Р _Ψ і Р _W.
Для побудови графіка залежності сили тяги Р _Т на ведучих колесах автомобіля від швидкості його руху використовується вираз 13
, Н (13)

де М _е - обертаючий момент на вихідному кінці коленвала двигуна при відповідній його частоті обертання, Нм;
Швидкість руху автомобіля при різних частотах обертання коленвала двигуна визначається за формулою-14
, Км / год (14)
Значення сил тяги Р _Т і швидкостей автомобіля V слід визначати для частот обертання коленвала двигуна n _е, які є межами інтервалів при розбитті всього діапазону частот обертання коленвала, зробленого в п. 1.2.2. Результати розрахунків за формулами 13 і 14 представляємо у вигляді таблиці-5.
Таблиця 5 - Розрахунок сил тяги на ведучих колесах проектованого автомобіля і його швидкостей руху

n e, об / хв	500	1000	1500	2000	2500	3000
M e	433,6	467	478	467	435	382,2
P TI	26879,2	28949,7	29631,6	28949,7	26966,0	23692,8
V I	2,6	5,2	7,8	10,3	13	15,5
P TII	14279,6	15379,5	15741	15379,5	14325,7	12586,8
V II	4,9	9,7	14,6	19,5	24,3	29,2
P TIII	7978,2	8592,8	8795,2	8592,8	8004	7032,5
V III	8,7	17,4	26,1	34,8	43,5	52,2
P TIV	4162,6	4483,2	4588,8	4483,2	4176	3669,12
V IV	16,5	33	49,5	66	85	99

За розрахованими значеннями Р _Т і V будуємо графік зміни сили тяги на ведучих колесах автомобіля залежно від його швидкості руху. Приклад графіка наведено на малюнку-3.
Для побудови графіка залежності сили опору дороги Р _Ψ від швидкості руху автомобіля V використовується формула
Р _Ψ = mg [Н],
де Ψ-коефіцієнт опору дороги (Ψ = i + ƒ);
i - ухил дороги; при русі автомобіля по горизонтальній дорозі i = 0;
ƒ - коефіцієнт опору дороги; для доріг з асфальтобетонним покриттям значення коефіцієнта визначаються за формулою

Таким чином, формула для визначення сили опору дороги Р _Ψ набуває вигляду формули-15
, (15)
Сила опору повітря Р _W руху автомобіля визначається за формулою-16
, (16)
де k і F-коефіцієнт обтічності автомобіля і лобова площа автомобіля відповідно, значення яких приймалися раніше в п. 1.2.1.
Так як і сила опору дороги Р _Ψ і сила опору повітря Р _W залежать від зміни швидкості автомобіля, то задаючись 5-у 6-ма різними значеннями швидкості V (переважні значення швидкостей з таблиці 2, що розвиваються на різних передачах) підраховуємо значення сил опору руху для цих значень швидкості. Результати розрахунку представляємо у вигляді таблиці-6.
Таблиця 6 - Розрахунок сил опору руху проектованого автомобіля по горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям

V, км / год	2,6	15,5	29,2	52,2	85	99
Р Ψ, Н	1051,1	1064	1096	1194,2	1431	1566
Р W, Н	1,07	38,1	135,1	432	1145	1553,1

За розрахованими значеннями сил Р _Ψ і Р _W будуємо криву залежності сумарної сили опору руху автомобіля Р _Ψ + Р _W від швидкості руху автомобіля для чого:
- Будуємо криву залежності сили опору дороги Р _Ψ від швидкості V;
- Від точок кривої Р _Ψ = ƒ (V) відкладаємо ординати кривої Р _W = ƒ (V) і після з'єднання точок плавною лінією отримуємо криву Р _Ψ + Р _W = ƒ (V).
Нанесені на одному графіку криві Р _Т = ƒ (V), Р _Ψ = ƒ (V) і Р _Ψ + Р _W = ƒ (V) являють собою графічне рішення рівняння тягового балансу проектованого автомобіля.
На графіку, в точці осі V, що відповідає максимальній швидкості руху автомобіля V _max, має бути або Р _Т = Р _Ψ + Р _W (криві перетинаються), або Р _Т> Р _Ψ + Р _W (крива Р _Т проходить вище Р _Ψ + Р _W). Приклад графіка тягового балансу автомобіля наведено на малюнку 3.

SHAPE \ * MERGEFORMAT

+

Рисунок 3 - Графік тягового балансу проектованого автомобіля
1.5 Розрахунок потужностного балансу автомобіля
Для аналізу динамічних властивостей автомобіля можна замість співвідношення сил використовувати зіставлення тягової потужності N _T з потужністю, необхідної для подолання опору руху. Мощностной баланс автомобіля в загальному вигляді можна представити наступною формулою

де - Потужність, що підводиться до провідних колесам автомобіля, кВт; визначається за формулою-17
(17)

де - Потужність на вихідному кінці колінчастого вала двигуна, кВт;
- Потужність, що витрачається на подолання опору коченню коліс автомобіля, кВт; визначається за формулою-18
(18)
- Потужність, що витрачається на подолання підйому, кВт, при розрахунку силового балансу приймається, що автомобіль рухається по горизонтальній дорозі, для якої ухил i = 0, а значить = 0;
- Потужність, що витрачається на подолання опору повітря, кВт; визначається за формулою-19
, (19)
- Потужність, що витрачається на прискорення автомобіля, кВт; дорівнює запасу потужності автомобіля після вирахування з тягової потужності потужності дорожніх опорів + і потужності опору повітря
= - ( + )
Рівняння потужностного балансу, так само як і рівняння силового балансу, простіше вирішувати графічно. З цією метою будуємо графік залежності тягової потужності від швидкості руху автомобіля, попередньо підрахувавши за формулою-17 для всіх значень швидкостей автомобіля, підрахованих в таблиці-5.
Графік сумарної потужності дорожніх опорів + будуємо за аналогією з графіком сумарної сили дорожніх опорів + , Попередньо підрахувавши значення потужностей і за формулами 18 і 19 для значень швидкостей, наведених у таблиці 6. Результати розрахунку представляємо у вигляді таблиці 7, першим листком Форма графіка потужностного балансу автомобіля наведена на малюнку 4.
Таблиця 7 - Розрахунок потужностного балансу проектованого автомобіля

Передача КПП	Частота обертання коленвала, n e, об / хв	Швидкість руху автомобіля, V, км / год	Потужність двигуна, N e, кВт, (див. табл. 3)	Потужність на ведучих колесах автомобіля, N Т, кВт	Потужність опорів		Запас потужності, N j, кВт
					N f, кВт	N W, кВт
I	500	2,6	22,69	19,3	0,76	0,0008	18,54
	1000	5,2	48,89	41,56	1,5	0,006	40,054
	1500	7,8	75	63,8	2,3	0,02	61,48
	2000	10,3	97,81	83,14	3,02	0,05	80,07
	2500	13	113,8	96,73	3,83	0,1	92,8
	3000	15,5	120	102	4,58	0,16	97,26
II	500	4,9	22,69	19,3	1,43	0,005	17,87
	1000	9,7	48,89	41,56	2,8	0,04	38,72
	1500	14,6	75	63,8	4,3	0,14	59,4
	2000	19,5	97,81	83,14	5,8	0,32	77,02
	2500	24,3	113,8	96,73	7,3	0,63	88,8
	3000	29,2	120	102	8,89	1,1	92,01
III	500	8,7	22,69	19,3	2,5	0,03	16,77
	1000	17,4	48,89	41,56	5,2	0,23	36,13
	1500	26,1	75	63,8	7,9	0,78	55,12
	2000	34,8	97,81	83,14	10,8	1,8	70,54
	2500	43,5	113,8	96,73	13,9	3,6	79,23
	3000	52,2	120	102	17,3	6,3	78,4
IV	500	16,5	22,69	19,3	4,9	0,2	14,2
	1000	33	48,89	41,56	10,2	1,6	29,76
	1500	49,5	75	63,8	16,2	5,3	42,3
	2000	66	97,81	83,14	23,5	12,6	47,04
	2500	85	113,8	96,73	33,7	27,03	36
	3000	99	120	102	43,1	42,7	16,2

1.6 Розрахунок динамічної характеристики автомобіля
Динамічним чинником автомобіля D називають відношення різниці сили тяги на ведучих колесах автомобіля і сили опору повітря до повного вазі автомобіля G.
,
Значення динамічного фактора автомобіля змінюються в залежності від номера включеної передачі в КПП і від швидкості руху автомобіля. Динамічний фактор автомобіля при включенні різних передач КПП визначається за формулою-20
, (20)

SHAPE \ * MERGEFORMAT
Рисунок 4 - Графік потужностного балансу проектованого автомобіля
Значення сил Р _Ti для різних передач КПП і швидкостей руху автомобіля наведені в таблиці 4, значення сил P _Wi для різних швидкостей руху автомобіля можна визначити за формулою-21
, Н (21)
Величина динамічного чинника обмежується умовами зчеплення ведучих коліс автомобіля з дорогою. Динамічний фактор за умовами зчеплення коліс з дорогою може бути визначений за формулою-22
для задньопривідних автомобілів (22)
де - Коефіцієнт зчеплення шин з дорогою; приймається = 0,2 ... 0,4 (відповідає руху автомобіля по второваній снігу).
Приймаються = 0,2.
, - Коефіцієнти перерозподілу нормальних реакцій для передньої-1 і задніх-2 осей; для розглянутого випадку приймаються = 0,8 ... 0,9; = 1,1 ... 1,2.
Приймаються = 1,2
, - Частина повної ваги автомобіля, що припадає на передню-1 або задні-2 осі, Н; див. п. 1.2.3. ( = 49049Н)
G = mg
де m - маса автомобіля (m = 7150 кг)
G = 7150 * 9,8 = 70070 Н.
Dφ = 0,2 * ((1,2 * 49049) / 70070) = 0,168 Н
Використовуючи формули 20 і 21, визначаємо значення динамічного фактора автомобіля для 5 ... 6 швидкостей його руху при включенні кожної передачі КПП, і будуємо динамічну характеристику автомобіля на вільному полі першого аркуша графічної частини проекту. Тут же наносимо попередньо підрахований по одній з формул 22 динамічний фактор за умовою зчеплення коліс з дорогою і зробити висновок про можливість руху автомобіля без буксування по второваній снігу. Розрахунок динамічного фактора автомобіля представляємо у вигляді таблиці 8.

Таблиця 8 - Розрахунок динамічного чинника проектованого автомобіля

Передача КПП	Швидкість руху автомобіля, V, км / год (див. табл. 5)	Сила тяги на ведучих колесах автомобіля, P T I, H	Сила опору повітря, P W I, H	Різниця сил (P T I - P W I), Н	Динамічний фактор автомобіля, D i, Н / Н
I	2,6	26879,2	1,07	26878,13	0,384
	5,2	28949,7	4,2	28945,5	0,413
	7,8	29631,6	9,6	29622,0	0,423
	10,3	28949,7	16,8	28932,9	0,413
	13	26966,0	26,8	26939,2	0,384
	15,5	23692,8	38,1	23654,7	0,338
II	4,9	14279,6	3,8	14275,8	0,204
	9,7	15379,5	15	15364,5	0,220
	14,6	15741,0	33,8	15707,2	0,224
	19,5	15379,5	60,3	15319,2	0,219
	24,3	14325,7	93,6	14232,1	0,203
	29,2	12586,8	135,11	12451,7	0,178
III	8,7	7978,2	12	7966,2	0,114
	17,4	8592,8	48	8544,8	0,122
	26,1	8795,2	107	8688,2	0,124
	34,8	8592,8	191	8401,8	0,120
	43,5	8004,0	300	7704,0	0,110
	52,2	7032,5	431	6601,5	0,100
IV	16,5	4162,6	43	4119,6	0,058
	33	4483,2	172,6	4310,6	0,061
	49,5	4588,8	388,3	4200,5	0,060
	66	4483,2	690,3	3792,9	0,054
	85	4176,0	1144,9	3031,1	0,043
	99	3669,12	1553,1	2116,02	0,030

Форма графіка динамічної характеристики автомобіля наведена на рисунку 5.

SHAPE \ * MERGEFORMAT
Малюнок 5 - Динамічна характеристика проектованого автомобіля.
1.7 Розрахунок прискорень автомобіля
Динамічний фактор автомобіля відповідає дорожньому опору, що характеризується коефіцієнтом опору дороги Ψ, яку автомобіль здатний подолати на даній передачі із заданою постійною швидкістю. У разі, якщо величина динамічного фактора автомобіля відрізняється від коефіцієнта опору дороги, по якій він рухається, то цей рух буде прискореним (при D> Ψ), або уповільненим (при D <Ψ). Величина розвивається автомобілем прискорення (уповільнення) визначається за формулою-23
, М / с ² (23)
де - Коефіцієнт обліку обертових мас автомобіля;

де - Передавальне число передачі КПП, на якій рухається автомобіль.
У курсовому проекті прискорення автомобіля визначаємо для умов руху автомобіля по горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям і тому можна вважати, що

Визначення прискорень автомобіля, що рухається по горизонтальній дорозі, для 5 ... 6 швидкостей кожної передачі КПП необхідно провести з урахуванням вищевикладеного у вигляді таблиці 9. Форма графіка наведена на малюнку 6.
Таблиця 9 - Розрахунок прискорень автомобіля

Передаточне число (Передача)	Швидкість автомобіля, V, км / год (Див. табл. 5)	Динамічний фактор, D, Н / Н (Див. табл. 8)	Коефіцієнт опору дороги Ψ = f	Різниця D-Ψ	Коефіцієнт обертових мас, δ вр	Прискорення, j, м / с 2
u kI (I)	2,6	0,384	0,0150	0,369	3,098	1,17
	5,2	0,413	0,0150	0,398	3,098	1,26
	7,8	0,423	0,0150	0,408	3,098	1,29
	10,3	0,413	0,0151	0,3979	3,098	1,26
	13	0,384	0,0151	0,3689	3,098	1,17
	15,5	0,338	0,0152	0,3228	3,098	1,02
u kII (II)	4,9	0,204	0,0150	0,189	1,628	1,14
	9,7	0,220	0,0151	0,2049	1,628	1,23
	14,6	0,224	0,0152	0,2088	1,628	1,26
	19,5	0,219	0,0153	0,2037	1,628	1,22
	24,3	0,203	0,0154	0,1876	1,628	1,13
	29,2	0,178	0,0156	0,1624	1,628	0,98
u kIII (III)	8,7	0,114	0,0151	0,0989	1,2305	0,79
	17,4	0,122	0,0152	0,1068	1,2305	0,85
	26,1	0,124	0,0155	0,1085	1,2305	0,86
	34,8	0,120	0,0159	0,1041	1,2305	0,83
	43,5	0,110	0,0164	0,0936	1,2305	0,75
	52,2	0,100	0,0170	0,083	1,2305	0,66
u kIV (IV)	16,5	0,058	0,0152	0,0428	1,1	0,38
	33	0,061	0,0158	0,0452	1,1	0,40
	49,5	0,060	0,0168	0,0432	1,1	0,38
	66	0,054	0,0182	0,0358	1,1	0,32
	85	0,043	0,0204	0,0226	1,1	0,20
	99	0,030	0,0223	0,0077	1,1	0,07

SHAPE \ * MERGEFORMAT

j, м / с 2

j I

j II

j III

j IV

V, км / год

Малюнок 6 - Графік прискорень проектованого автомобіля
1.8 Розрахунок часу і шляху розгону автомобіля
Час і шлях розгону автомобіля до максимальної швидкості є найпоширенішими та наочними характеристиками динамічність автомобіля. Їх визначення виробляють графоаналітичним способом з використанням графіка прискорень автомобіля. При проведенні розрахунків вважаємо, що розгін автомобіля на кожній передачі провадиться до досягнення двигуном максимальних оборотів.
Криві прискорень автомобіля, починаючи з першої передачі, розбиваємо на 3 ... 4 інтервалу швидкостей. Для кожного інтервалу швидкостей визначаємо середнє прискорення і зміна швидкості в межах інтервалу. Час розгону автомобіля в даному інтервалі швидкостей визначається за формулою 24
, [З] (24)
де - Зміна швидкості автомобіля в інтервалі швидкостей для якого визначається час розгону, км / год;
=
- Середнє прискорення в даному інтервалі швидкостей, м / с ^2;

При визначенні часу розгону автомобіля враховується і час на перемикання передач, що визначається за рекомендаціями таблиці-10.
Таблиця 10 - Час перемикання передач

Тип коробки передач	Час перемикання передач, з
	Карбюраторні двигуни	Дизельні двигуни
Без синхронізатора	1,3 - 1,5	1 - 5
З синхронізаторами	0,3 - 0,5	1 - 1,5

Вибираю час перемикання передачі - 0,5 с.
Падіння швидкості автомобіля за час перемикання передач визначається за формулою-25

, Км / год (25)
де - Коефіцієнт обліку обертових мас при русі автомобіля накатом; приймається = 1,05 так як при накаті = 0 (див. п. 5.2.7);
- Час перемикання передачі, с; див. табл. 10;
Ψ - коефіцієнт опору дороги, відповідний швидкості руху автомобіля при якій відбувається перемикання передачі;
(Див. п. 2.5.4)
Шлях розгону автомобіля визначається для тих же інтервалів зміни швидкості автомобіля за формулою 26
, М (26)
де - Середня швидкість руху в кожному інтервалі швидкостей, км / год;
=
Шлях, прохідний автомобілем за час перемикання передач (рух накатом), визначається за формулою-27

, М (27)
Використовуючи всю вищенаведену інформацію, визначаємо час і шлях розгону автомобіля на горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям до максимальної швидкості . Всі розрахунки по даному підрозділу зводимо в таблицю-10.
Таблиця 10 - Розрахунок часу і шляху розгону проектованого автомобіля до максимальної швидкості

Номер передачі КПП	Інтервал V i, км / год	Інтервал j i, м / с 2	ΔV i, км / год	j ср i, м / с 2	Δt i, з	ΣΔt i, c	V ср i, км / год	ΔS i, м	ΣΔS i, м
I	2,6-5,2	1,17-1,26	2,6	1,22	0,592	0,592	3,9	0,641	0,641
	5,2-7,8	1,26-1,29	2,6	1,28	0,564	1,156	6,5	1,018	1,659
	7,8-10,3	1,29-1,26	2,5	1,28	0,543	1,699	9,05	1,365	3,024
	10,3-13	1,26-1,17	2,7	1,22	0,615	2,314	11,65	1,990	5,014
	13-15,5	1,17-1,02	2,5	1,10	0,631	2,945	14,25	2,498	7,512
Накат	-	-	0,255	-	0,5	3,445	-	2,135	9,647
II	15,2-19,5	1,02-1,22	4,3	1,12	1,066	4,511	17,35	5,138	14,785
	19,5-24,3	1,22-1,13	4,8	1,18	1,130	5,641	21,9	6,874	21,659
	24,3-29,2	1,13-0,98	4,9	1,06	1,284	6,925	26,75	9,541	31,2
Накат	-	-	0,262	-	0,5	7,425	-	4,037	35,237
III	28,9-34,8	0,98-0,83	5,9	0,91	1,801	9,226	31,85	15,934	51,171
	34,8-43,5	0,83-0,75	8,7	0,79	3,059	12,285	39,15	33,267	84,438
	43,5-52,2	0,75-0,66	8,7	0,71	3,404	15,689	47,85	45,245	129,683
Накат	-	-	0,286	-	0,5	16,189	-	7,230	136,913
IV	51,91-66	0,52-0,32	14,09	0,42	9,32	25,51	59	152,74	289,65
	66-85	0,32-0,20	19	0,26	20,30	45,81	75,5	425,74	715,39
	85-99	0,20-0,07	14	0,135	28,81	74,62	92	736,3	1451,69

За результатами розрахунків будуємо графіки зміни часу і шляху розгону автомобіля до максимальної швидкості. Ці графіки допускається будувати в одних координатних осях у відповідних масштабах. Переломи графіків в точках, відповідних моментів перемикання передач слід показувати умовно, так як в масштабах побудови графіків, ці падіння швидкості руху автомобіля практично невловимі.
Приклад графіків часу і шляху розгону автомобіля до максимальної швидкості побудований в одних координатних осях наведено на малюнку-7.
SHAPE \ * MERGEFORMAT

ΣΔt

ΣΔS

V, км / год

Δt, c

ΔS, м

Рисунок 7 - Графік часу і шляху розгону проектованого автомобіля до максимальної швидкості
1.9 Розрахунок паливної економічності автомобіля
Паливно-економічні якості знову проектованих автомобілів при русі з постійною швидкістю оцінюються паливно-економічною характеристикою. Ця характеристика являє собою графік залежності колійного витрати палива від швидкості руху для різних дорожніх умов.
Подорожній витрати палива визначаються за формулою-28
, Л/100 км (28)
де - Питома ефективна витрата палива, г / кВт год;
- Потужність двигуна, необхідна для рівномірного руху по дорозі з коефіцієнтом опору Ψ із заданою швидкістю, кВт;
- Щільність використовуваного палива, кг / л;
для бензину = 0,74 кг / л;
Питома ефективна витрата палива залежить від частоти обертання коленвала двигуна і ступеня використання потужності двигуна (ступеня відкриття дросельної заслінки карбюратора. Це положення враховують коефіцієнти формули-29, що зв'язує питома витрата палива при заданому режимі руху і питома витрата палива при максимальній потужності двигуна.
(29)
де - Питома витрата палива при максимальній потужності двигуна;
для карбюраторних двигунів = 353,6 г / кВт год;
- Коефіцієнт, що враховує зміну питомої витрати пального залежно від частоти обертання коленвала двигуна; є функцією від ставлення поточної і номінальною частот обертання коленвала;
=

де - Частота обертання коленвала двигуна при заданих умовах руху, об / хв;
- Частота обертання коленвала двигуна при максимальній потужності; об / хв;
- Коефіцієнт, що враховує зміну питомої витрати палива в залежності від ступеня використання потужності двигуна при заданих дорожніх умовах; є функцією від ставлення поточної потужності і максимальної для даної швидкості руху;
=
де - Потужність двигуна при заданій швидкості руху автомобіля, необхідна для подолання опорів дороги і опору повітря; визначається за формулою-30
, КВт (30)
- Максимальна потужність двигуна для заданої швидкості руху (при 100% відкритті дросельної заслінки або повністю висунутої рейці паливного насоса високого тиску). Значення береться з графіка потужностного балансу автомобіля для заданої швидкості руху.
У курсовому проекті побудова паливно-економічної характеристики автомобіля проводиться для умов його руху на вищій передачі по горизонтальній дорозі з асфальтобетонним покриттям. У зв'язку з цим, для підстановки в формулу 30 і для визначення слід брати 5 ... 6 швидкостей руху автомобіля на вищій передачі, а відповідні цим швидкостям частоти обертання коленвала двигуна порівнювати з номінальною частотою для визначення коефіцієнта .
Значення коефіцієнтів і в залежності від відносин і вибираємо за спеціальними графіками або за рекомендаціями таблиць 12 і 13.
Таблиця 12 - Значення коефіцієнта

Для всіх типів двигунів		0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2
		1,13	1,0	0,96	0,97	1,0	1,15

Таблиця 13 - Значення коефіцієнта

	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	Тип двигуна
	2,0	1,34	1,0	0,98	1,0	Карбюраторний

Значення коефіцієнтів і для проміжних значень відносин і слід визначати методом інтерполяції.
Розрахунок і побудова паливно-економічної характеристики автомобіля слід проводити для двох умов руху автомобіля, характеризуються такими значеннями коефіцієнтів опору дороги: 0,015 і
Розрахунки паливно-економічної характеристики автомобіля представляємо в формі таблиці-14.
За результатами розрахунку будуємо паливно-економічну характеристику автомобіля. Форма кривих паливно-економічної характеристики автомобіля показана на рисунку 8.
Таблиця 14 - Розрахунок паливно-економічної характеристики проектованого автомобіля

Параметри	Коефіцієнт опору дороги Ψ 1
n e, об / хв	500	1000	1500	2000	2500	3000
n e / n N	0,2	0,3	0,5	0,7	0,8	1
K n	1,13	1,07	0,98	0,965	0,97	1
V, км / год	16,5	33	49,5	66	85	99
N e, кВт	5,906	13,211	23,312	37,611	61,093	84,391
N (100), кВт	22,69	48,89	75	97,81	113,8	120
N e / N (100)	0,260	0,270	0,311	0,385	0,537	0,703
K N	1,84	1,84	1,67	1,34	1,17	0,99
g e, г / кВт год	735,21	696,17	578,70	457,24	401,30	350,06
g п, л/100 км	35,56	37,66	36,83	35,21	38,98	40,32
Параметри	Коефіцієнт опору дороги Ψ 2
n e, об / хв	500	1000	1500	2000	2500	3000
n e / n N	0,2	0,3	0,5	0,7	0,8	1
K n	1,13	1,07	0,98	0,965	0,97	1
V, км / год	16,5	33	49,5	66	85	99
N e, кВт	11,579	24,556	40,330	60,302	90,317	118,427
N (100), кВт	22,69	48,89	75	97,81	113,8	120
N e / N (100)	0,510	0,502	0,538	0,617	0,794	0,987
K N	1,17	1,17	1,09	1,0	0,98	1,0
g e, г / кВт год	467,50	442,67	377,72	341,22	336,13	353,6
g п, л/100 км	44,33	44,51	41,59	42,13	48,26	57,16

V, км / год

SHAPE \ * MERGEFORMAT

Ψ 2

Ψ 1

g п, л/100км

Малюнок 8 - Паливно-економічна характеристика проектованого автомобіля

2. Огляд конструкції проектованої карданної передачі
Карданна передача автомобіля-аналога (ГАЗ-53А) складається з двох послідовно з'єднаних валів: проміжного валу і основного.
Необхідність у двох послідовно з'єднаних валах визначається критичної частотою обертання валу при певному діаметрі труби (75 мм).
Проміжний і основний карданні вали - відкритого типу, трубчасті з трьома шарнірами нерівних кутових швидкостей. Проміжний карданний вал має додаткову опору з кріпленням на поперечині рами.
Довжина проміжного валу між центрами карданних шарнірів дорівнює 1234 мм, довжина основного валу 1295 мм.
Проміжний карданний вал являє собою тонкостінну трубу, з одного кінця якої запресована і приварена вилка карданного шарніра, з іншого - шлицевая втулка. Вилка карданного шарніра - ковані, сталева; шлицевая втулка виготовлена ​​з безшовної сталевої труби. У шлицевую втулку входить ковзна вилка, яка встановлена ​​в шлицевой втулці таким чином, що вушка приварний і ковзної вилок знаходяться в одній площині. Вилки повинні бути розташовані в одній площині. Допустиме відхилення не більше 2 ^о. дотримання цієї умови забезпечує рівномірне обертання веденого і ведучого валів, з'єднаних двома шарнірами з нерівними кутовими швидкостями.
Рухливі шлицевое з'єднання проміжного вала необхідно для забезпечення зміни довжини проміжного валу, яка пов'язана з переміщенням заднього моста по дузі кола вгору і вниз при русі автомобіля, тобто при переміщенні заднього моста вгору і вниз зменшується чи збільшується відстань між переднім і середнім шарніром карданної передачі. Робоча довжина шліців в зачепленні завжди залишається постійною.
Від забруднення шліцьового з'єднання і для утримання мастила в шліцах на торці шлицевой втулки встановлено спеціальне ущільнення, яка складається з внутрішнього та зовнішнього гумового кілець, розділених розрізними сталевими шайбами.
На передньому кінці проміжного валу розташований карданний шарнір, фланець якого з'єднаний з муфтою фланця коробки передач чотирма болтами. Карданний шарнір складається з двох вилок і хрестовини, на шипах якої знаходяться голчасті підшипники. Голчасті підшипники входять в отвори ушков вилок, утримуються в них кришками, які прикріплені до вилках двома болтами.
Кожен підшипник має 26 голчастих ролика, в які в склянці підшипника утримуються шайбою і ковпачком, напресованим на стакан.
У карданні шарніри з додатковим ущільненням в голчасті підшипники закладають високоякісну консистентне мастило, що не вимагає регулярного додавання в процесі експлуатації, у зв'язку з чим відсутні прес-маслянки хрестовин шарнірів. Зміну мастила в карданних шарнірах слід виробляти через 6 ТО-2, але не рідше одного разу на 3 роки.
Основний карданний вал являє собою так само тонкостінну трубу однакового перетину з трубою проміжного валу, з обох боків якої запресовані і приварені однакові вилки карданних шарнірів. Вилки розташовані в одній площині, чим забезпечується рівномірне обертання валів. Фланець заднього шарніра карданної передачі кріпиться 4 болтами до фланця ведучої шестерні заднього моста.
Підшипник опори змащують консистентним мастилом через прес-маслянку, ввернути в отвір нижньої частини задньої обойми сальника. Для виходу повітря з порожнини, що заповнюється мастилом, в обоймі сальника є два невеликих отвори.
При виготовленні карданну передачу (проміжний і основний вал в зборі) динамічно балансують на спеціальних верстатах. Дисбаланс усувають приварюванням пластин по кінцях труб. Допускається дисбаланс не більше 50 гс * см, а число приварюваних пластин на кожному кінці не більше 3.
Карданні шарніри забезпечують найбільший кут кочення від середньої осі в кожну сторону, рівний 21 ^про.

3 Проектування карданної передачі
3.1 Визначення геометричних параметрів передачі
При курсовому проектуванні, за відсутності готової компонування автомобіля, довжину карданної передачі в навчальних цілях слід приймати рівною половині бази автомобіля-прототипу:
l = 0,5 * L (3.1.1)
де L - база автомобіля-прототипу, мм (L = 3700 мм)
l = 3700 * 0,5 = 1850 мм
γ _про, γ _ст - кути нахилу карданного валу при статичних прогинах підвіски автомобіля f _о і f _ст від навантаження відповідно порожнього автомобіля з номінальним навантаженням;
γ _д - кут нахилу карданного валу при динамічному прогині підвіски автомобіля f _д під дією вимушених коливань від нерівностей дороги;
Δ _про, Δ - переміщення ведучого моста автомобіля від номінального положення до крайніх верхнього та нижнього положення;
Н - висота між осями шарнірів карданної передачі у силового агрегату автомобіля і у ведучого моста при номінальному навантаженні.
Статичний прогин підвіски f _ст ведучого моста автомобіля при номінальному навантаженні можна визначити, виходячи з частоти власних коливань підвіски. За відсутності цих даних рекомендується приймати f _ст для вантажних автомобілів f _ст = 60-80 мм. Приймаю f _ст = 80 мм.
Динамічний прогин підвіски f _д, пов'язаний з дією на автомобіль вимушених коливань від нерівностей дороги, приймається рівним:
- Для вантажних автомобілів f _д = f _ст. f _д = 80 мм.
Рівняння залежності прогину підвіски від навантаження, що припадає на її пружний елемент, представлено формулою:
l nR _Z = f / f _о + l nR _Zо -1 (3.1.2)
де R _Z - навантаження на пружний елемент підвіски ведучого моста при прогині підвіски f. При f _д = f _ст = 80 мм. Висловимо f _о.
R _Z = G ₂ / 2 (3.1.3)
де G ₂ - номінальне навантаження на провідну вісь автомобіля, Н (G ₂ = 49049Н);
R _Zо - навантаження на пружний елемент підвіски ведучого моста при прогині f _о, Н:
R _Z = 49049 / 2 = 24525 Н
R _Zо = ((m _а * g) / 2) * (x ₂ / 100) (3.1.4)
де m _а - споряджена маса автомобіля (m _а = 3000 кг);
х ₂ - споряджена маса автомобіля, що припадає на ведучий міст (70%).
R _Zо = (3000 * 9,8 / 2) * (70/100) = 10290 Н
Підрахуємо значення f _про:
f _о = f _ст / (l n R _Z - l n R _Zо +1) (3.1.5)

f _о = 80 / (l n24525 - l n10290 +1) = 80 / (10,11 - 9,24 +1) = 80 / 1,87 = 42,8 = 43 мм
Переміщення ведучого моста автомобіля від номінального положення до крайнього нижнього
Δ _о = f _ст - f _о (3.1.6)
Δ _о = 80-43 = 37 мм
Переміщення ведучого моста автомобіля від номінального положення до крайнього верхнього
Δ = f _д (3.1.7)
Δ = f _д = 80 мм
Відстань між осями валів силового агрегату автомобіля та ведучого моста при номінальному навантаженні
Н = l * tgγ _ст (3.1.8) (приймаю γ _ст = 4)
Н = 1850 * tg4 ^про = 1850 * 0,07 = 129,5 мм
Кут нахилу карданного валу при динамічному прогині підвіски ведучого моста:
γ _д = arctg ((H - Δ) / l) (3.1.9)
При цьому повинно виконуватися співвідношення γ _д> 1 ^про

γ _д = arctg ((129,5 - 37) / 1850) = 2,862 ^про = 2,9 ^про
Кут нахилу карданного валу на порожньому автомобілі визначається за формулою:
γ _о = arctg ((H + Δ _о) / l) (3.1.10)
γ _о = arctg ((129,5 + 37) / 1850) = 5,14 ^про
При цьому повинно виконуватися співвідношення γ _д = (4 ÷ 6) ^о.
3.2 Визначення розмірів поперечного перерізу карданного валу
Зовнішній діаметр труби карданного валу визначається за формулою:
D = ((16 * М _max) / (π * (1-С ⁴⁾ * [τ _к])) ^⅓ (3.2.1)
де М _max - найбільший обертаючий момент, переданий карданним валом, НММ.
Цей момент приймається рівним меншій з двох моментів:
- Максимальному моменту, що передається від двигуна при включеній першій передачі:
М _max = М _{К max} * і ₁ (3.2.2)
- Моменту, визначеному за силою зчеплення шин з дорогою при коефіцієнті зчеплення φ = 0,6-0,8:
М _max = (G ₂ * m ₂ * r _к / u _о) * φ (3.2.3)

Величинами, що входять до формули (3.2.2) і (3.2.3), є:
М _{К max} - максимальний обертовий момент двигуна, (478 000 НММ);
G ₂ - навантаження на ведучий (задній) міст автомобіля, (49049 Н);
і ₁ - передавальне число КПП на 1-ій передачі (6,4);
і _о - передавальне число головної передачі (4,9);
m ₂ - коефіцієнт перерозподілу навантаження на ведучий (задній) міст при русі автомобіля (0,7);
r _к - радіус кочення колеса, (430 мм);
М _max = 478000 * 6,4 = 3059200 НММ
М _max = (49049 * 0,7 * 430 / 4,9) * 0,8 = 2410408 НММ
D = (16 * 2410408 / 3,14 * (1 - 0,6561) * 120) ^⅓ = 67,020 мм
С - коефіцієнт, рівний відношенню внутрішнього діаметра труби D _в до зовнішнього:
С = D _в / D (3.2.4)
(Для тонкостінних труб карданних валів С = 0,9-0,95)
Приймаю З = 0,90
[R _к] - допустима напруга для матеріалу труби карданного валу на кручення, МПа
r _к = (0,55-0,6) [δ _р] (3.2.5)
Приймаю r _до = 0,6 [δ _р]
r _к = 0,6 * [200] = 120 МПа

де [δ _р] - допустиме напруження для матеріалу труби карданного валу на розтяг, МПа. Приймаю [δ _р] = 200
Труби карданних валів вітчизняних і закордонних автомобілів виготовляють з маловуглецевих сталей Ст 15, 20, 30, для яких [δ _р] = 120-200 МПа.
Підраховуємо внутрішній діаметр труби:
D _в = D * С (3.2.6)
D _в = 67,020 * 0,90 = 60,318 = 60,32 мм
і товщину стінки труби:
S = (D - D _в) / 2 (3.2.7)
S = (67,020-60,32) / 2 = 3,35
На підставі ГОСТ 8734-75 «Труби сталеві безшовні холоднодеформовані» вибираю зовнішній діаметр труби 68 мм, товщину стінки труби 4,0 мм.
3.3 Розрахунок критичної частоти обертання карданного вала
Для полого валу, за умови, що він на всій довжині має постійне перетин, критичну частоту n _кр, об / хв, визначають за формулою:
n _кр = 12 * 10 ⁴ * ((D ² + D _в ^{2) ½} / l _в ² ≥ 1,2 * n _max (3.3.1)
де l _в - довжина карданного валу, виміряна між осями карданних шарнірів, м.

l _в = l / соsγ _о (3.3.2)
l _в = 1,850 / соs 5,14 = 1,85749 мм = 1,86 м.
n _max - максимальна частота обертання карданного вала, об / хв:
n _max = n _{е max} / І _вищ (3.3.3)
n _max = 3000 / 1 = 3000 об / хв
n _{е max} - максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна, (3000 об / хв);
і _вищ - передавальне число КПП автомобіля на вищій передачі (при прямій вищій передачі і _вищ = 1)
n _кр = 12 * 10 ⁴ * ((0,067 ² + 0,06 ^{2) ½} / 1,86 ² = 3120 об / хв.
Критична частота знаходиться в межах робочих частот обертання карданного валу. Значить щоб підвищити жорсткість карданного валу і скоротити його довжину приймемо значення l _в / 2 або l _в / 3.
Для l _в / 2 = 1857,49 / 2 = 0,929 м:
n _кр = 12 * 10 ⁴ * ((0,067 ² + 0,06 ^{2) ½} / 0,929 ² = 12505 об / хв.
Умова n _кр ≥ 1,2 * n _max виконується (так як 12505 ≥ 3600 об / хв).
Вибираю для подальшої розробки схему трехшарнирной карданної передачі за варіантом - а, де l _в / 2.

3.4 Визначення геометричних параметрів трехшарнирной карданної передачі
cosγ ₁ * cosγ ₂ = cosγ ₃ (3.4.1)
Величину кута γ ₁ слід змінювати в діапазоні від 1 ^про до 5 ^о, оптимальними значеннями кутів γ _2, γ ₃ та γ ₄ будуть значення, укладені в інтервалі 4 ^{про -6} або з мінімальними відхиленнями від цього інтервалу.
Піднесення перший шарніра передачі над другим
ΔН ₁₂ = l ₁₂ * tgγ ₁ (3.4.2)
де - l ₁₂ - Відстань між першим і другим шарнірами передачі, мм (l ₁₂ = l / 2, то, l ₁₂ = 1,850 / 2 = 0,925 м = 925 мм).
Для кута - 1 ^про: ΔН ₁₂ = 925 * tg 1 ^про = 16,15 мм
Для кута - 2 ^про: ΔН ₁₂ = 925 * tg 2 ^про = 32,30 мм
Для кута - 3 ^про: ΔН ₁₂ = 925 * tg 3 ^про = 48,48 мм
Для кута - 4 ^про: ΔН ₁₂ = 925 * tg 4 ^про = 64,68 мм
Для кута - ⁵ º: ΔН ₁₂ = 925 * tg 5 ^про = 80,93 мм.
Піднесення другого шарніра передачі над третім
ΔН ₂₃ = Н - ΔН ₁₂ (3.4.3)
де Н - висота між осями шарнірів карданної передачі у силового агрегату і у ведучого моста, мм.
Для кута - 1 ^про: ΔН ₂₃ = 129,5 - 16,15 = 113,35 мм
Для кута - 2 ^про: ΔН ₂₃ = 129,5 - 32,30 = 97,2 мм
Для кута - 3 ^про: ΔН ₂₃ = 129,5 - 48,48 = 81,02 мм
Для кута - 4 ^про: ΔН ₂₃ = 129,5 - 64,68 = 64,82 мм
Для кута - ⁵ º: ΔН ₂₃ = 129,5 - 80,93 = 48,57 мм
Кут нахилу другому валу передачі по відношенню до горизонту
γ _Σ = arctg (ΔH ₂₃ / ​​l ₂₃₎ (3.4.4)
де l ₂₃ - відстань між другим і третім шарніром, мм (l ₂₃ = l / 3)
Для кута - 1 ^про: γ _Σ = arctg (113,35 / 925) = 7,0 ^про
Для кута - 2 ^про: γ _Σ = arctg (97,2 / 925) = 6,0 ^про
Для кута - 3 ^про: γ _Σ = arctg (81,02 / 925) = 5,0 ^про
Для кута - 4 ^про: γ _Σ = arctg (64,82 / 925) = 4,0 ^про
Для кута - ⁵ º: γ _Σ = arctg (48,57 / 925) = 3,0 ^про
Кут нахилу другому валу передач по відношенню до першого
γ ₂ = γ _{Σ-γ 1} (3.4.5)
Для кута - 1 ^про: γ ₂ = 7 ^о - 1 ^про = 6 ^про
Для кута - 2 ^про: γ ₂ = 6 ^о - 2 ^про = 4 ^про
Для кута - 3 ^про: γ ₂ = 5 ^о - 3 ^про = 2 ^про
Для кута - 4 ^про: γ ₂ = 4 ^о - 4 ^про = 0 ^о
Для кута - ⁵ º: γ ₂ = 3 ^о - 5 ^про = - 2 ^о.
так як нульове та від'ємне значення кута для проектованої карданної передачі бути не може, отже, подальші розрахунки для цього кута проводити не будемо).
Кут нахилу другому валу по відношенню до веденого валу передачі з умови рівномірного обертання веденого вала
γ ₃ = arccos (cosγ ₁ * cosγ ₂₎ (3.4.6)
Для кута - 1 ^про: γ ₃ = arccos (cos1 ^про cos6 ^о) = 6,1 ^про
Для кута - 2 ^про: γ ₃ = arccos (cos2 ^про cos4 ^о) = 4 ^про
Для кута - 3 ^про: γ ₃ = arccos (cos3 ^про cos2 ^про) = 3,6 ^про
Кут нахилу осі ведучого моста по відношенню до горизонту
γ ₄ = γ _{Σ-γ 3} (3.4.7)
Для кута - 1 ^про: γ ₄ = 7 ^про - 6,1 ^про = 0,9 ^о = 1 ^про
Для кута - 2 ^про: γ ₄ = 6 ^о - 4 ^про = 2 ^про
Для кута - 3 ^про: γ ₄ = 5 ^про - 3,6 ^про = 1,4 ^про
Таблиця 2.4.1 - розрахунок кутів установки карданних валів трехшарнирной карданної передачі

γ 1, град	ΔН 12, мм	ΔН 23, мм	γ Σ, град	γ 2, град	γ 3, град	γ 4, град
1 про	16,15	113,35	7 про	6 про	6,1 про	1 про
2 про	32,30	97,2	6 про	4 про	4 про	2 про
3 про	48,48	81,02	5 про	2 про	3,6 про	1,4 про
4 про	64,68	64,82	4 про	0 про	-	-
5 про	80,93	48,57	3 про	-2 О	-	-

3.5 Визначення розмірів карданного шарніра
В якості визначального розміру хрестовини прийнятий розмір між торцями шипів Н, через який виражені всі інші розміри хрестовини типового карданного шарніра: діаметр шипа d _ш, довжина шипа l _ш, відстань від осі хрестовини до середини шипа R:

d ш = 0,229 * Н
l ш = 0,169 * Н	(3.5.1)
R = 0,411 * Н

Н = 7,3 * (К * М _max) ^⅓ (3.5.2)
де М _max - найбільший обертаючий момент, переданий карданним валом, (2410 Нм).
К - коефіцієнт навантаження (для автомобілів з бензиновими двигунами К = 1).

Н = 7,3 * (1 * 2410) ⅓ = 97,8 мм
d ш = 0,229 * 97,8 = 22,4 = 23 мм
l ш = 0,169 * 97,8 = 16,53 мм
R = 0,411 * 97,8 = 40,2 мм

За розмірами шипа хрестовини визначають розміри деталей голчастих підшипників карданного шарніра. У цих підшипниках в якості тіл кочення використовуються голки, довжина яких приймається рівною довжині шипа хрестовини, а діаметр визначається за співвідношенням
δ = (0,05-0,1) * d _ш (3.5.3)
приймаю δ = 0,1 * d _ш
δ = 0,1 * 23 = 2,3

Підрахований діаметр голки не відповідає ГОСТ 6870-81 «Підшипники кочення. Ролики голчасті. Технічні умови »[5], тому вибираю δ = 2,5 мм.
Необхідна кількість голок в підшипнику попередньо визначається за формулою
Z '= π (d _ш / δ +1) (3.5.4)
Z '= 3,14 * ((23 / 2,5) +1) = 32,2
Остаточно в підшипнику приймається ціле число голок Z (Z = 33). При цьому обов'язково повинна дотримуватися умова
Z '-Z = 0,4 ÷ 0,8 (3.5.5)
Z '-Z = 33-32,2 = 0,8 - умова виконується.
3.6 Перевірка голчастого підшипника на статичну вантажопідйомність і довговічність
Перевірка голчастого підшипника на статичну вантажопідйомність полягає у перевірці дотримання умови
Р _max ≤ [З _о] (3.6.1)
де Р _max - максимальна сила, прикладена до голчастому підшипника в середній точці шипа хрестовини, Н:
Р _max = М _max / (Н-l _ш) (3.6.2)

де М _max - найбільший обертаючий момент, переданий карданним валом, НММ (М _max = 2410408 НММ);
Р _max = 2410408 / (97,8-16,53) = 29341,1 Н
[З _о] - статична вантажопідйомність голчастого підшипника, Н. При твердості поверхні бігових доріжок голок НRС 60-62
[З _о] = 79,0 * ((Z * δ * l _ш) ((n _м / u ₁₎ * tgγ _max) ^⅓) (3.6.3)
29341,1 ≤ 29389,0 - умова виконується
де n _м - частота обертання колінчастого вала двигуна при максимальному обертаючому моменті, об / хв (3000 об / хв);
γ _max - максимальний кут нахилу карданного валу в передачі при номінальному навантаженні, град. Для трехшарнирной карданної передачі γ _max приймається рівним максимальному з трьох кутів γ ₁ γ ₂ або γ ₃ (γ _max = 6 ^о).
[З _о] = 79,0 * ((33 * 2,5 * 16,53) (3000 / 6,4) * 0,1051) = 29389,0 Н.
Довговічність голчастих підшипників карданного шарніра визначається за формулою
L _h = 100 / (а ₁ / L _h1 + а ₂ / L _h2 + а ₃ / L _h3 + ...) (3.6.4)
де α _i - тривалість роботи підшипника на I, II, III, IV передачах у% від загальної тривалості роботи карданної передачі; приймається в залежності від типу автомобіля та кількості передач в КПП за даними табл. 3.6.1;
L _{hi-довговічність} підшипника в режимі роботи на I, II, III, IV передачах, год:
L _hi = (1,5 * 10 ⁶ / (n _Мi * tgγ _max ))*[( З * (Н-l _ш)) / М _{i max]} ^{10 / 3} (3.6.5)
де n _Мi - частота обертання карданного валу на i-ої передачі при числі обертів колінчастого валу, відповідному максимальному крутний моменту двигуна:
n _Мi = n _м / і _i (3.6.6)
де і _i - передавальне число i-ої передачі КПП;
n _м1 = 1500 / 6,4 = 234,4
n _м2 = 1500 / 3,4 = 441,2
n _м3 = 1500 / 1,9 = 789,5
n _М4 = 1500 / 1 = 1500
С - динамічна вантажопідйомність підшипника, Н:
С = 39,2 * (Z ^⅔) * δ * l _ш (3.6.7)
С = 39,2 * (33 ^⅔) * 2,5 * 16,53 = 16666,4 Н.
М _{i max} - найбільший обертаючий момент, переданий карданним валом на i-ій передачі, НММ;
М _{i max} = М _{до max} * і _i (3.6.8)
М _{1 max} = 478000 * 6,4 = 3059200
М _{2 max} = 478000 * 3,4 = 1625200
М _{3 max} = 478000 * 1,9 = 908200
М _{4 max} = 478 000 * 1 = 478 000
Визначаємо L _{hi-довговічність} підшипника в режимі роботи на I, II, III, IV передачах, год:
L _h1 = (1500000/234, 4 * 0,1051) * [17514,64 * (97,8 -16,53) / 3059200] ^{10 / 3} = 4752,73
L _h2 = (1500000/441, 2 * 0,1051) * [17514,64 * (97,8 -16,53) / 1625200] ^{10 / 3} = 20793,9
L _h3 = (1500000/789, 5 * 0,1051) * [17514,64 * (97,8 -16,53) / 908200] ^{10 / 3} = 80841,9
L _h4 = (1500000/1500 * 0,1051) * [17514,64 * (97,8 -16,53) / 478000] ^{10 / 3} = 361473,1
Розрахунок довговічності підшипника при роботі на кожному режимі доцільно навести у вигляді табл. 3.6.2
Таблиця 3.6.2 - Розрахунок довговічності голчастого підшипника карданного шарніра при роботі на різних передачах КПП

Номер передачі	і i	n Мi, об / хв	М i max, НММ	L hi, год
I	6,4	234,4	3059200	4752,73
II	3,4	441,2	1625200	20793,9
III	1,9	789,5	908200	80841,9
IV	1	1500	478000	361473,1

Визначаємо довговічність голчастих підшипників карданного шарніра за формулою
L _h = 100 / (1 ​​/ 4752, 73 +3 / 20793,9 +21 / 80841,9 +75 / 361473,1) = 121409 год

Визначена за формулою (3.6.4) довговічність голчастого підшипника не повинна бути необхідної довговічності [L _h], яка визначається за формулою:
[L _h] = L _кр / v _експ (3.6.9)
де L _кр - пробіг автомобіля або окремого агрегату до капітального ремонту, км. Для сучасних вітчизняних автомобілів L _кр = 200000-300000 км. Приймаю L _кр = 300 000 км
v _експлу - середня експлуатаційна швидкість автомобіля, км / ч (для вантажних автомобілів v _експ = 30 км / год)
[L _h] = 300000/30 = 10000 ч.
Умова L _h> [L _h] дотримується (121409 год> 10000 год)

Висновок
У результаті виконаних розрахунків визначено числові значення показників експлуатаційних властивостей і побудовані графіки зміни експлуатаційних властивостей проектованого автомобіля залежно від зміни його швидкості руху. Визначено максимальний обертовий момент на коленвалу двигуна M _emax = 478 Нм, при n _eM = 1500 об / хв, а також потужність автомобіля, яка склала 120 КВт.
Незважаючи на те, що показники експлуатаційних властивостей автомобіля визначені тільки для одного режиму роботи двигуна автомобіля (робота з повністю відкритою дросельної заслінкою), вони мають велике практичне значення. Деякі показники використовуються для оцінки технічного рівня знову проектованого автомобіля (наприклад, час і шлях розгону автомобіля до максимальної швидкості, паливно-економічна характеристика). Інші - є вихідними даними для проектування механізмів і систем автомобіля, на підставі яких у другій частині цього проекту розроблено карданна передача проектованого автомобіля (визначені геометричні розміри, статичний прогин підвіски f _ст ведучого моста автомобіля при номінальному навантаженні, а так само довговічність підшипника, яка склала 159236 год).

Література, яка використовується при роботі над проектом
1. Бухарін Н.А., Прозоров В.С., Щукін М.М., Автомобілі. Конструкція, навантажувальні режими, робочі процеси, міцність агрегатів автомобіля. Навчальний посібник для вузів. Л.,, 1973 р.
2. Іванов В.В., Ілларіонов В.А., Морін М.М. Основні теорії автомобіля і трактора. М. «Вища школа», 1997 р.
3. Короткий автомобільний довідник НИИАТ.
4. Лукін П.П., Гаспарянс Г.А. Розрахунок і конструювання автомобіля. М, «Машинобудування».
5. ГОСТ 8734-75 «Труби сталеві безшовні холоднодеформовані».
6. ГОСТ 6870-81 «Підшипники кочення. Ролики голчасті. Технічні умови ».