Определение показателей эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6 и проверочный расчет раздаточной коробки автомобиля ГАЗ-66

По данным таблицы строим динамическую характеристику автомобиля (рисунок 3).

Рисунок 3 - Динамическая характеристика автомобиля Kia Cerato 1,6

Задача 1. Определение скорости установившегося движения и передачи, на которой возможно движение, при заданных дорожных условиях.

При дорожных условиях  возможно движение автомобиля на V-й передаче со скоростью не более 52,5 м/с (189 км/ч).

При дорожных условиях  возможно движение автомобиля на III-й передаче со скоростью не более 33 м/с (118 км/ч).

Задача 2. Определение передачи и дорожных условий, при которых возможно движение со скоростью 60 км/ч.

При скорости 60 км/ч возможно движение на V-й передаче при дорожных условиях , на IV-й передаче при дорожных условиях , на III-й передаче при дорожных условиях  и на II-й передаче при дорожных условиях .

Задача 3.Определение максимального подъема, преодолеваемого автомобилем на каждой из передач.

Вычисляем значение углов подъема для каждой передачи и заносим полученные данные в таблицу 6:

.

Таблица 6 - Максимальные углы подъема, преодолеваемые автомобилем на каждой из передач

1.5 Ускорение, время и путь разгона

Ранее динамичность оценивалась в основном при установившемся движении. Однако, движение автомобиля в городе с постоянной скоростью составляет около 20... 40%, а движение накатом и торможение занимают 30... 40%.

Ускорение. Его можно определить из уравнения (22') и (23): чем выше ускорение, тем больше при прочих равных условиях, средняя скорость. Чтобы выявить максимальные возможности автомобиля при разгоне, ускорения рассчитывают для горизонтальной дороги хорошего качества (). С учётом последнего замечания из (22') и (23) получим соответственно ускорения:

       (29)

.         (30)

Ускорения автомобиля прямо пропорциональны тяговому усилию на ведущих колесах (или динамическому фактору) и обратно пропорциональны силам сопротивления движению и коэффициенту учета вращающихся масс . Коэффициент  больше на низших передачах, и поэтому снижение ускорений на этих передачах значительнее, чем на высших.

Зависимость ускорений от скорости автомобиля для всех передач при полном открытии дроссельной заслонки или полной подаче топлива (дизель) называют графиком ускорений. Его общий вид аналогичен динамической характеристике. Однако взаимное расположение кривых несколько иное, так как коэффициент учета вращающихся масс 8 для разных передач имеет различное значение. Ввиду этого может оказаться, что кривая ускорения на второй передаче будет расположена выше, чем кривая, соответствующая первой передаче.

Ускорения, рассчитанные по формулам (29) и (30) будут несколько отличаться от действительных ускорений автомобиля. Дело в том, что расчет ускорений производят по статическим характеристикам двигателя. Действительные характеристики двигателя при разгоне отличаются от статических. Снижение мощности двигателя может достигать 7 - 8%.

Абсолютные значения ускорений грузовых автомобилей находятся в следующих пределах: на I передаче - 1,7... 2,0 м/с2; на прямой-0,35... 0,50 м/с2.

При отсутствии данных по величинам моментов инерции коэффициент  вычисляют по приближенной формуле:

, (31)

где    , .

Время разгона автомобиля. Ускорение автомобиля полностью определяет его способность к быстрому разгону. Однако для сравнения динамики разгона различных автомобилей более наглядное представление1 дают графики времени и пути разгона. Время разгона, выраженное в секундах, есть то время, в течение которого автомобиль увеличивает скорость в заданных пределах. Путь разгона, выраженный в метрах, есть тот путь, который автомобиль проходит при увеличении скорости в заданных пределах.

Последовательность расчёта времени разгона автомобиля:

. В качестве исходных данных принимаем скорости Va и ускорения j, определенные при построении тяговой характеристики (таблица 2) и графика ускорений (таблица 6).

. Определяем изменение скорости в интервале:

.     (32)

. Среднее значение ускорения в интервале:

.        (33)

. Время изменения скорости на каждом интервале:

.   (34)

Затраты времени на переключение для коробки передач с синхронизаторами - 0,2 с;

. Среднее значение скорости в интервале:

.     (35)

. Приращение пути на каждом интервале:

.        (36)

По результатам расчетов строится график времени разгона. Кривую времени разгона на первой передаче начинают от минимальной устойчивой скорости Vmin, хотя в действительности начальная скорость автомобиля равна нулю. Разгон автомобиля от Va = 0 до Vmin происходит при буксующем сцеплении. Время разгона от 0 до Vmin сравнительно мало, и расчет его представляет значительные трудности, поэтому им обычно пренебрегают и предполагают, что разгон автомобиля начинается с минимальной устойчивой скорости Vmin.

Расчетная часть

Определяем значения ускорений на каждой из передач:

.

Вычисляем величины, обратные ускорениям:

.

Полученные значения сводим в таблицу 7.

Таблица 7 - Результаты расчета ускорений автомобиля Kia Cerato 1,6

По данным таблицы строим график ускорений (рисунок 4).

Рисунок 4 - График ускорений автомобиля Kia Cerato 1,6

Наибольшим ускорением автомобиль обладает на I-й передаче. Графики времени и пути разгона до 100 км/ч будем строить, начиная именно с этой передачи.

Рассчитываем для каждой передачи изменение скорости , среднее значение ускорения , время изменения скорости , среднее значение скорости , приращение пути :

;

;

;

;

.

Полученные результаты заносим в таблицу 8.

Таблица 8- Результаты расчета времени и пути разгона автомобиляCerato 1,6 до скорости 100 км/ч

Принимая во внимание, что на переключение передач затрачивается время , за которое автомобиль преодолевает путь  строим графики времени (рисунок 5) и пути (рисунок 6) разгона автомобиля.

Как видно из графиков, при разгоне до 100 км/ч автомобиль Kia Cerato 1,6 проходит путь 308 м за 17,9 с.

Рисунок 5 - График времени разгона автомобиля Kia Cerato 1,6

Рисунок 6 - График пути разгона автомобиля Kia Cerato 1,6

.6 Топливно-экономическая характеристика автомобиля

Топливно-экономической характеристикой автомобиля называется зависимость путевого расхода топлива от скорости установившегося движения автомобиля при различных коэффициентах суммарного сопротивления дороги.

Расход топлива на 100 км пути (кг) рассчитывается по формуле:

,        (37)

где Qt - часовой расход топлива г/кВт час.

По методике профессора Н.А. Яковлева Qt находят с использованием безразмерных характеристик, представляющих собой зависимости

Q1/Qmax от ne/nN и Qt /Q1 от нагрузки Рс/Рк. Здесь Q1 - текущее значение часового расхода при полном открытии дроссельной заслонки и при различных частотах вращения коленчатого вала, кг/час; Qmax - часовой расход топлива при полном открытии дроссельной заслонки, соответствующий максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя; Qt - текущее значение часового расхода топлива.

Задавшись минимальным удельным расходом ge min, рассчитывают максимальный часовой расход, кг/час:

,    (38)

Далее расчет ведут следующим образом:

. Задаваясь различными условиями движения (ψ, Va), определяют нагрузку двигателя Рс/Рк.

. Вычисляют отношения частот вращения ne/nN для тех же условий движения.

. По отношениям ne/nN из графика Q1/Qmax = f(ne/nN) находят величину Q1/Qmax.

. По отношениям Рс/Рк из графика Qt /Q1 = f(Рс/Рк) находят величину Qt /Q1.

. По значению Qmax и отношения Q1/Qmax находят Q1, а затем по Qt /Q1 находят Qt.

. Имея величину часовых расходов Qt для разных условий движения, по формуле (37) вычисляют расходы топлива на 100 км пути.

Для IV-й передачи, при ψ = 0,015, ne= 800 об/мин, nN= 6000 об/мин, Va = 20,10 км/час, Pk = 1563 Н, Pω = 15,86 Н находим:

Pψ = Ga · ψ = 1338 · 9,81 · 0,015 = 196,887 Н;

Pc = Pψ+ Pω = 196,887 + 15,86 = 212,69 Н;

Рс/Рк = 212,69/1563 = 0,136;

кг/час;

По графику Q1/Qmax = f(ne/nN) при ne/nN = 0,127, Q1/Qmax = 0,16;= Q1/Qmax · Qmax = 0,16 · 20,77 = 3,32 кг/час;

По графику Qt /Q1 = f(Рс/Рк) при Рс/Рк = 0,136, Qt /Q1 = 0,3;

= Qt /Q1 · Q1 = 0,3 · 3,32 = 1,00кг/час;

 кг/100 км.

Все расчеты сведем в таблицу 9 и построим топливно - экономическую характеристику автомобиля (рисунок 7).

Таблица 9 - Результаты расчета топливно-экономической характеристики автомобиля Kia Cerato 1,6

ne,

мин-1Va, км/чne/nNPk, HPψ,

Рисунок 7 - Топливно-экономическая характеристика автомобиляCerato 1,6

1.7 Тормозная динамика автомобиля

Тормозные свойства - способность автомобиля быстро снижать скорость вплоть до полной остановки. Тормозные свойства существенно влияют на среднюю скорость. Чем надежнее тормозная система, тем с большей скоростью может двигаться автомобиль при прочих равных условиях, тем выше его средняя скорость. Тормозные свойства тесно связаны с безопасностью движения, и потому ухудшение их недопустимо на любом периоде эксплуатации автомобилей.

В качестве измерителей тормозных свойств служат замедление , время  и путь  торможения.

При торможении автомобиля с отключенным двигателем замедление определяется по формуле:

, (39)

где    - тормозная сила;

 - коэффициент учета вращающихся масс автомобиля при движении накатом.

Если торможение осуществляют с наибольшей интенсивностью (), то можно пренебречь силами  и , а также , тогда

, (40)

где    - коэффициент сцепления шины с дорогой (максимальный).

;

;

;

.

Время торможения  при наибольшей интенсивности затормаживания определяют на основе формулы:

;       (41)

при торможении до полной остановки ():

,   (42)

где    - скорости автомобиля соответственно в начале и конце торможения, м/с.

.

Путь торможения , определяют из дифференциального выражения для пути:

,     (43)

при торможении до полной остановки ():

.         (44)

Действительные показатели торможения хуже тех, которые дают формулы. Чтобы приблизить результаты расчетов к экспериментальным данным, Д.П.Великанов предложил ввести в расчетные формулы коэффициент эффективности торможения Кэ. Тогда

.       (45)

Для легковых автомобилей .

Остальные расчетные данные сведены в таблицу 8.

Выражение (45) позволяет рассчитать величину тормозного пути для случая, когда колеса автомобиля полностью заторможены. Действительный остановочный тормозной путь будет больше.

Время , от момента появления препятствия до момента прикосновения ноги водителя к педали тормоза называют временем реакции водителя. Оно зависит от физиологического состояния водителя и степени его тренированности. Это время составляет 0,5... 1,5с .

Время   от момента соприкосновения ноги водителя с педалью тормоза до начала действия тормозов, т.е. до появления замедления автомобиля, называют временем запаздывания тормозного привода. Оно зависит от величины зазоров в тормозном приводе и механизмах, деформации деталей привода и рабочего агента (тормозной жидкости или воздуха). Для гидравлического привода , для пневматического , а при длинных воздухопроводах (автопоезда) значительно больше.

Время  от появления замедления до его максимального значения, зависит в основном от величины зазора между тормозными колодками и барабанами, а также от сжатия рабочего агента (тормозной жидкости или воздуха). Для гидравлического привода , для пневматического , а в автопоездах . Время  называют временем срабатывания тормозного привода ;  - время, соответствующее полному включению тормозов;  - время спада замедления после прекращения нажатия на педаль тормоза;  .

С учетом изложенного, остановочный тормозной путь складывается из пути, проходимого автомобилем при торможении за время . В течение времени  начальная скорость  автомобиля практически не снижается. За время  происходит некоторое её снижение. Наиболее интенсивно она снижается в течение времени, когда колеса полностью заторможены.

Скорость движения автомобиля в начале третьей фазы торможения:

,   (46)

.

Остальные результаты расчётов тормозной характеристики представлены в таблице 10. На рисунках 8 и 9 представлена тормозная диаграмма и тормозная характеристика автомобиля Kia Cerato 1,6.

Таблица 10 - Результаты расчета пути торможения характеристики автомобиля Kia Cerato 1,6

Рисунок 8 - Тормозная диаграмма автомобиля Kia Cerato 1,6

Рисунок 9 - Тормозная характеристика автомобиля Kia Cerato 1,6

1.8 Проходимость автомобиля

Проходимость - это эксплуатационное свойство, характеризующее способность автомобиля передвигаться по опорной поверхности, создающей большие сопротивления движению, обусловленные её реологическими свойствами, сложным рельефом или наличием на ней локальных препятствий.

Показатели опорных свойств. Основным показателем опорных свойств является коэффициент сопротивления качению. Его значение зависит не только от реологических свойств грунта, но и от конструкции автомобильных колес (шин) для оценки опорных свойств автомобиля используют и другой показатель - величину давления шин на грунт:

        (47)

где    Fш - площадь контакта шины с дорогой;ш число шин.

Показатели сцепных свойств. Сцепные свойства автомобиля характеризуются величиной сцепной массы (Мс), т.е. массы, приходящейся на ведущие колеса автомобиля; коэффициентом сцепной массы (mc = Мс / Ма) и коэффициентом сцепления шин с опорной поверхностью (φх). Перечисленные показатели определяют предельную величину силы тяги, которая может быть реализована ведущими колесами по сцеплению.

Показатели тяговых свойств. Тяговые свойства автомобиля характеризуются:

удельной силой тяги

    (48)

где РТmax = Меmaxiтрηтр / rg - максимальная сила тяги, которую может развить автомобиль

удельной мощностью

(49)

Все вышеперечисленные группы показателей дают лишь косвенную оценку проходимости автомобиля по слабым грунтам и не характеризуют возможность движения автомобиля в тех или иных конкретных дорожных условиях.

Из уравнения силового баланса следует, что движение автомобиля по той или иной опорной поверхности в принципе возможно, если соблюдается следующее условие:

(50)

Данное соотношение эквивалентно двум неравенствам:

;

.

Неравенства означают, что для прохождения сложного участка дороги, автомобиль должен обладать запасом сил тяги () и сцепления ведущих колес (). Поделив  и  соответственно на  и , получим показатели относительного запаса сил тяги и сцепления:

,  (51)

где    ПТ - относительный запас силы тяги;

ПС - относительный запас сил сцепления ведущих колес.

Показатель ПС характеризует возможность движения автомобиля «по сцеплению» ведущих колес, а показатель ПТ - «по тяге».

Для оценки геометрической (профильной,) проходимости автомобиля используется ряд геометрических показателей:

) дорожный просвет автомобиля (hп)

) передний свес автомобиля (lпс)

З) задний свес автомобиля (lзс)

) угол переднего свеса (βпс)

) угол заднего свеса (βзс)

б) продольный радиус проходимости(ρпр)

) поперечный радиус проходимости (ρпп)

Расчетная часть

Показатели опорной проходимости:

σш=1750/ ∙4 = 8774,37 Па = 0,00877437 МПа;

Показатели сцепных свойств:

сцепная масса Мс = 1750∙0,52 = 910 кг;

коэффициент сцепной массы mс = 0,52;

коэффициент сцепления шин с опорной поверхностью φ = 0,8.

Показатели тяговых свойств:

удельная сила тяги РТуд = 6208/1750= 3,96 Н/кг;

удельная мощность Nуд =78700/1750= 50,28Вт/кг;

относительный запас силы тяги Пт =1-196,887/6208=0,97;

относительный запас сил сцепления шин с опорной

поверхностью Пс =1-6208/12269,6 = 0,42.

Показатели геометрической проходимости:

дорожный просвет автомобиля hп= 165 мм;

передний свес автомобиля lпс=955 мм;

задний свес автомобиля lзс=980 мм;

угол переднего свеса βпс=15º;

- угол заднего свеса βзс=19º;

- продольный радиус проходимости ρпр=11000 мм.

поперечный радиус проходимости ρпп=900 мм.

Рисунок 10 - Показатели геометрической проходимости автомобиля Kia Cerato 1,6

.9 Управляемость автомобиля

Управляемость - свойство автомобиля точно следовать положению управляемых колес. Управляемость, как и тормозные свойства, связана с безопасностью движения и, кроме того, с устойчивостью автомобиля. Как правило, потеря автомобилем управляемости приводит к нарушению его устойчивости и наоборот. Автомобиль должен обладать хорошей управляемостью на любом периоде эксплуатации.

Потеря управляемости обычно проявляется в самопроизвольном отклонении траектории движения автомобиля от положения управляемых колес, заданного водителем, а также в появлении заноса управляемых колес.

Управляемость зависит от боковой эластичности шин колес, стабилизации управляемых колес, их колебаний и соответствия кинематики подвески управляемых колес кинематике рулевого привода. Кроме того, она зависит от внешних условий (поперечный уклон дороги, величина коэффициента сцепления шин с дорогой, боковой ветер и т.д.)

Динамика поворота автомобиля. При установившемся движении по траектории постоянного радиуса R на автомобиль действует центробежная сила, часть которой, приходящаяся на переднюю ось может вызвать скольжение ее колес. В этом случае автомобиль теряет управляемость, так как поворот скользящих управляемых колес не может изменить направления его движения. Скольжение колес начнется, если суммарная поперечная сила, приложенная к ним окажется больше боковой реакции дороги, величина которой зависит от нормальной нагрузки на колесо, коэффициента сцепления шины с дорогой и наличия тяговой или тормозной касательной реакции.

Критическая скорость автомобиля по управляемости из условия отсутствия скольжения управляемых колес

,       (52)

где    L - база автомобиля, м;

 - угол поворота управляемых колёс.

Подставляя числовые значения, получаем:

.

Аналогично производим расчет для остальных значений угла поворота. Полученные данные заносим в таблицу и строим график зависимости критической скорости автомобиля из условия отсутствия скольжения управляемых колес (рисунок11).

Таблица 11 - Результаты расчета критической скорости по управляемости из условия отсутствия скольжении управляемых колес при различных коэффициентах сцепления для автомобиля Kia Cerato 1,6

Рисунок 11 - Зависимость критической скорости автомобиля от угла поворота из условия отсутствия скольжения управляемых колес при различных коэффициентах сцепления для автомобиля Kia Cerato 1,6

1.10 Устойчивость автомобиля

Устойчивость - свойство автомобиля двигаться в различных условиях без поперечного или продольного опрокидывания, без поперечного или продольного скольжения колес.

Устойчивость тесно связана с управляемостью и зависит от координат центра тяжести автомобиля (a, b, hc), колеи В и базы L автомобиля, поперечного крена кузова или грузовой платформы, поперечного  и продольного  углов уклона дороги, бокового ветра, скорости автомобиля, угла  поворота управляемых колес и др.

Потеря устойчивости проявляется в опрокидывании автомобиля или скольжении его колес в поперечной или продольной плоскостях. Более вероятна потеря автомобилем поперечной устойчивости, однако в определенных условиях возможна потеря и продольной устойчивости. Чаще возникает скольжение колес автомобиля:, реже -опрокидывание.

Критическая скорость по условию поперечного опрокидывания находится по формуле:

.      (53)

гдe    hс - высота центра тяжести;

В - колея;- база;

 - угол поворота управляемых колёс.

Критическая скорость по условию поперечного скольжения автомобиля (при повороте на горизонтальной дороге):

.         (54)

Подставляя числовые значения, получаем:

.

Аналогично производим расчет для остальных значений угла поворота. Полученные данные заносим в таблицу и строим график зависимости критической скорости по условию поперечного опрокидывания автомобиля (рисунок12).

Таблица 12 - Результаты расчета критической скорости по условию поперечного опрокидывания автомобиля Kia Cerato 1,6

.

Аналогично производим расчет для остальных значений угла поворота. Полученные данные заносим в таблицу и строим график зависимости критической скорости автомобиля из условия отсутствия поперечного скольжения автомобиля при различных коэффициентах сцепления (рисунок13).

Таблица 13 - Результаты расчета критической скорости

по условию поперечного скольжения автомобиля Kia Cerato 1,6 при различных коэффициентах сцепления

Рисунок 12 - Зависимость критической скорости от угла поворота по условию поперечного опрокидывания автомобиля Kia Cerato 1,6

Рисунок 13 - Зависимость критической скорости от угла поворота по условию поперечного скольжения автомобиля Kia Cerato 1,6 при различных коэффициентах сцепления

. Проверочный расчет раздаточной коробки автомобиля ГАЗ-66

Раздаточная коробка предназначена для передачи крутящего момента к переднему и заднему мостам и имеет две передачи: прямую с передаточным числом 1,00 и понижающую с передаточным числом 1,982.

Понижающая передача позволяет значительно увеличить тяговое усилие на колесах при тяжелых условиях работы автомобиля (бездорожье, глубокий снег, подъемы).

Устройство раздаточной коробки показано в графической части данного курсового проекта.

В раздаточной коробке автомобиля ГАЗ-66 все шестерни постоянного зацепления, цилиндрические, косозубые.

Расчет цилиндрической зубчатой передачи включает в себя определение основных параметров передачи и проверочный расчет деталей раздаточной коробки.

Проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач закрытого типа, применяемых на автомобилях, выполняют на выносливость по контактным напряжениям (во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев) и по напряжениям изгиба (для предотвращения усталостного разрушения зубьев).

2.1 Проверочный расчет зубчатых передач

.1.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

Проверочный расчет на контактную выносливость для косозубых колес проводится по следующей формуле [1, с.31]:

,                                                      (55)

где T2 - номинальный момент на валу колеса;

KH - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, рассчитываемый по формуле [1, с.32]

,                                                                 (56)

где KHα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (для косозубых колес KHα = 1,0 ÷ 1,15);

 KHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (при постоянной нагрузке KHβ = 1,0);

 KHυ - динамический коэффициент (для косозубых колес KHυ = 1,0 ÷ 1,1);

 b - ширина венца зубчатой передачи;

 [σH] - допускаемое контактное напряжение, МПа, определяемое по формуле

,                                    (57)

где σH lim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

KHL - коэффициент долговечности (для колес из закаленной легированной стали принимают KHL ≤ 1,8);

[SH] - коэффициент безопасности (при поверхностном упрочнении зубьев [SH] = 1,1 ÷ 1,3).

При поверхностной закалке зубьев из легированной стали достигается средняя твердость поверхностей зубьев HRC > 56, при этом предел контактной выносливости при базовом числе циклов рассчитывается по формуле

σH lim b = 23 HRC = 23 · 57 = 1311 МПа.                                   (58)

Следовательно, в данном случае:

для прямой передачи

,

для понижающей передачи

,

т.е. выносливость зубьев всех передач раздаточной коробки по контактным напряжениям обеспечена.

2.1.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

В расчетах цилиндрических прямозубых колес зуб рассматривают как балку, жестко защемленную одним концом. Силу считают приложенной к вершине зуба по нормали к его поверхности; силу трения не учитывают.

Формула для проверочного расчета зубьев прямозубых колес на выносливость по напряжениям изгиба имеет вид [1, с.41]

,                                                                     (59)

где Ft - окружная сила, Н, определяемая по формуле

;                                                                                         (60)

- коэффициент нагрузки, представляющий собой произведение двух табличных коэффициентов: KFβ = 1,0, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), и KFυ = 1,0, учитывающего динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности);

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба (для прямозубых колес YF = 3,6 ÷ 3,8, для косозубых YF = 3,6 ÷ 3,7);

 [σF] - допускаемое напряжение изгиба, МПа, рассчитываемое по формуле

,     (61)

где σ0F lim b - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов (для легированной стали с объемной закалкой σ0F lim b = 1050 МПа);

[SF] - коэффициент безопасности, определяемый как произведение двух коэффициентов: , первый из которых учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес (для легированной стали с объемной закалкой [SF]' = 1,25), а второй - способ получения заготовки зубчатого колеса (для штамповок [SF]" = 1,0);

KFg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев (при отсутствии шлифования KFg = 1,0);

KFd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности (при отсутствии такого упрочнения KFd = 1,0);

KFc - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки KFc = 1,0);

KFL - коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного чисел циклов (при проверочном расчете принимается равным KFL = 1,0);

YS - коэффициент, учитывающий градиент напряжений, зависящий от модуля (YS = 0,92 ÷ 1,1);

 YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при отсутствии полирования YR = 1,0);

KxF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (при da ≤ 300 мм KxF = 1,0).

Несущая способность косозубых колес выше, чем прямозубых, поэтому в формуле для определения расчетных напряжений вводятся два дополнительных коэффициента, не встречающиеся в формуле (55)

,                                                             (62)

где Yβ - коэффициент компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев, который определяется по формуле

;                                                          (63)

 KFα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (для узких зубчатых колес KFα = 1,0).

Следовательно, в данном случае

для прямой передачи

,

для понижающей передачи

т.е. выносливость зубьев всех передач раздаточной коробки по напряжениям изгиба обеспечена.

2.2  Расчет валов

.2.1 Проверочный расчет ведущего вала на усталостную прочность

Проверочный расчет ведущего вала на усталостную прочность ведется по длительно действующей номинальной нагрузке без учета кратковременных пиковых нагрузок, число циклов которых невелико и не влияет на сопротивление усталости.

Проверочный расчет вала заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в опасном сечении.

. Определяют силы в зубчатом зацеплении:

окружная сила

;

осевая сила

;

радиальная сила

.

. Составляют расчетную схему (см. рис. 14), на которую наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

В данном случае n = 80 мм;= 20 мм.

. Определяют реакции в опорах вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 14).

. В вертикальной и горизонтальной плоскостях строят эпюры изгибающих MY и MX и крутящего момента Мкр (рис. 14).

. Устанавливают опасные сечения (обычно опасные сечения проходят под зубчатыми колесами).

. В опасных сечениях определяют суммарный изгибающий момент как векторную сумму моментов, действующих в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

.

Рисунок 14 - Расчетная схема сил и эпюры моментов на выходном валу

. Для каждого из установленных опасных сечений определяют расчетный коэффициент запаса прочности S и сравнивают его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,3 ÷ 2,1:

;

где Sσ и Sτ - коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

;

;

где (σ-1)D, (τ-1)D - пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;

σа, τа - амплитуды напряжений цикла;

σm, τm - средние напряжения цикла;

ψσ, ψτ - коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении определяются по зависимостям:

;

;

где σ-1, τ-1 - пределы выносливости материала вала для гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

 (Kσ)D, (Kτ)D - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Пределы выносливости материала вала σ-1, τ-1 принимаются по таблицам [2, с.72] и для стали 40Х составляют σ-1 = 410 МПа, τ-1 = 240 МПа.

Коэффициенты (Kσ)D, (Kτ)D вычисляются по формулам:

;

;

где Kσ, Kτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала (при диаметре вала d = 40 мм Kd = 0,73);

KF - коэффициент влияния шероховатости (при параметре шероховатости Ra = 3,2 ÷ 0,8 KF = 1,0 ÷ 1,15);

 KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (при закалке KV = 1,3 ÷ 1,5).

Числовые значения коэффициентов Kσ и Kτ выбираются по таблицам в зависимости от вида концентратора напряжений. Для шлицевых и резьбовых участков валов и для валов-шестерен по таблице [2, с.81] при пределе прочности σВ = 900 МПа Kσ = 1,7 и Kτ = 2,65.

Амплитуды напряжений цикла σа, τа и средние напряжения цикла σm, τm определяют в зависимости от цикла изменения напряжений.

При расчетах валов на усталостную прочность принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.

При симметричном цикле напряжений изгиба

;

;

где МИΣ - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, определяемый по формуле:

.

При отнулевом цикле касательных напряжений

;

где Мкр - крутящий момент;

WK нетто - полярный момент сопротивления сечения вала, определяемый по формуле:

.

Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений ψσ, ψτ определяются по таблицам [2, с.72] и для стали 40Х составляют ψσ = 0,1 и ψτ = 0,05.

Следовательно, коэффициент запаса прочности

;

;

.

2.2.2 Проверочный расчет промежуточного вала на усталостную прочность

Проверочный расчет промежуточного вала на усталостную прочность ведется по длительно действующей номинальной нагрузке без учета кратковременных пиковых нагрузок, число циклов которых невелико и не влияет на сопротивление усталости.

Проверочный расчет вала заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в опасном сечении.

. Определяют силы в зубчатом зацеплении:

окружная сила

;

осевая сила

;

радиальная сила

.

. Составляют расчетную схему (см. рис. 15), на которую наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

В данном случае a = 20 мм;

                            b = 60 мм;

                            c = 20 мм.

. Определяют реакции в опорах вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 15).

. В вертикальной и горизонтальной плоскостях строят эпюры изгибающих MY и MX и крутящего момента Мкр (рис. 15).

. Устанавливают опасные сечения (обычно опасные сечения проходят под зубчатыми колесами).

. В опасных сечениях определяют суммарный изгибающий момент как векторную сумму моментов, действующих в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

;

.

. Для каждого из установленных опасных сечений определяют расчетный коэффициент запаса прочности S и сравнивают его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,3 ÷ 2,1:

;

где Sσ и Sτ - коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

;

;

где (σ-1)D, (τ-1)D - пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;

σа, τа - амплитуды напряжений цикла;

σm, τm - средние напряжения цикла;

ψσ, ψτ - коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений.

Рисунок 15 - Расчетная схема сил и эпюры моментов на промежуточном валу

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении определяются по зависимостям:

;

;

где σ-1, τ-1 - пределы выносливости материала вала для гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

 (Kσ)D, (Kτ)D - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Пределы выносливости материала вала σ-1, τ-1 принимаются по таблицам [2, с.72] и для стали 40Х составляют σ-1 = 410 МПа, τ-1 = 240 МПа.

Коэффициенты (Kσ)D, (Kτ)D вычисляются по формулам:

;

;

где Kσ, Kτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала (при диаметре вала d = 40 мм Kd = 0,73);

KF - коэффициент влияния шероховатости (при параметре шероховатости Ra = 3,2 ÷ 0,8 KF = 1,0 ÷ 1,15);

 KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (при закалке KV = 1,3 ÷ 1,5).

Числовые значения коэффициентов Kσ и Kτ выбираются по таблицам в зависимости от вида концентратора напряжений. Для шлицевых и резьбовых участков валов и для валов-шестерен по таблице [2, с.81] при пределе прочности σВ = 900 МПа Kσ = 1,7 и Kτ = 2,65.

Амплитуды напряжений цикла σа, τа и средние напряжения цикла σm, τm определяют в зависимости от цикла изменения напряжений.

При расчетах валов на усталостную прочность принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.

При симметричном цикле напряжений изгиба

;

;

;

где МИΣ - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, определяемый по формуле:

.

При отнулевом цикле касательных напряжений

;

;

где Мкр - крутящий момент;

WK нетто - полярный момент сопротивления сечения вала, определяемый по формуле:

.

Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений ψσ, ψτ определяются по таблицам [2, с.72] и для стали 40Х составляют ψσ = 0,1 и ψτ = 0,05.

Следовательно, коэффициент запаса прочности

в первом сечении

;

;

;

во втором сечении

;

;

.

2.2.3 Расчет валов на жесткость

Для правильной работы передач и подшипников валы должны быть достаточно жесткими. В первую очередь это относится к выходному валу, т.к. он имеет наименьшую жесткость из всех валов раздаточной коробки.

Параметры, характеризующие степень жесткости валов на изгиб:

Θmax - угол наклона поперечного сечения вала;- наибольший прогиб вала.

Для обеспечения жесткости на изгиб вала необходимо, чтобы действительные значения Θ и Y не превышали допускаемых значений [Θ] и [Y]:

;

.

Действительные значения прогибов валов и углов наклона их упругой линии под зубчатыми колесами определяют по соответствующим формулам сопротивления материалов.

При данной схеме нагружения вала применяются следующие формулы:

;

;

где E = (2,0 ÷2,2) · 105 МПа - модуль упругости материала вала;

I - осевой момент инерции площади сечения вала, рассчитываемый по формуле

.

Существуют следующие нормы допускаемых прогибов и углов наклона поперечных сечений валов [2, с.86]:

прогиб в месте установки зубчатого колеса [Y] ≤ (0,01 ÷ 0,03) · m,

где m - модуль зубчатых колес;

угол наклона под зубчатыми колесами [Θ] ≤ 0,001 радиан.

Следовательно,

;

;

2.3 Расчет подшипников

2.3.1 Расчет шариковых подшипников 307

) Расчет динамической грузоподъемности.

Расчет динамической грузоподъемности шариковых подшипников, работающих при постоянных по величине и направлению или приводимых к ним нагрузках, при частотах вращения ниже предельных, при рабочей температуре не более 100 °С и выходящих из строя по усталостному разрушению, производится по формулам эквивалентной динамической нагрузки и с учетом коэффициента безопасности и температурного коэффициента.

Динамическая грузоподъемность шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где    Z - число шариков в одном ряду (принимается по данным из табл. 96 [6] равным Z = 8);- диаметр шарика (принимается по данным из табл. 96 [6] равным DT = 15,08 мм);= 1 - число рядов шариков в подшипнике;

α = 45º - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Числовые значения коэффициента fс приведены в табл. 42-44 [6].

Находим .

При  по табл. 43 [6] находим fс = 10,2.

Диаметр окружности dm, проходящей по центрам шариков, определяется по формуле:

,

где    δ = 1,0…1,5 мм - суммарный зазор между шариками.

Определяем величину динамической грузоподъемности:

.

) Расчет эквивалентной динамической нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где    Х - коэффициент радиальной нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Х = 1);- коэффициент осевой нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Y = 0,5).

) Расчет долговечности.

Номинальная долговечность подшипника (в миллионах оборотов) рассчитывается по формуле:

,

где    р - степенной показатель (для шариковых подшипников р = 3);

С - динамическая грузоподъемность, кгс;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, кгс.

Долговечность подшипника (в часах) рассчитывается по формуле:

,

где    n - частота вращения подшипника, об/мин.

Долговечность подшипника (в тыс. км пробега) будет равна:

.

2.3.2 Расчет шариковых подшипников 209*

) Расчет динамической грузоподъемности.

Расчет динамической грузоподъемности шариковых подшипников, работающих при постоянных по величине и направлению или приводимых к ним нагрузках, при частотах вращения ниже предельных, при рабочей температуре не более 100 °С и выходящих из строя по усталостному разрушению, производится по формулам эквивалентной динамической нагрузки и с учетом коэффициента безопасности и температурного коэффициента.

Динамическая грузоподъемность шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где    Z - число шариков в одном ряду (принимается по данным из табл. 96 [6] равным Z = 17);- диаметр шарика (принимается по данным из табл. 96 [6] равным DT = 8,73 мм);= 1 - число рядов шариков в подшипнике;

α = 45º - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Числовые значения коэффициента fс приведены в табл. 42-44 [6].

Находим .

При  по табл. 43 [6] находим fс = 8,3.

Диаметр окружности dm, проходящей по центрам шариков, определяется по формуле:

,

где    δ = 1,0…1,5 мм - суммарный зазор между шариками.

Определяем величину динамической грузоподъемности:

.

) Расчет эквивалентной динамической нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где    Х - коэффициент радиальной нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Х = 1);- коэффициент вращения (при внутреннем кольце, вращающемся по отношению к нагрузке, принимается V = 1);- коэффициент осевой нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Y = 0,5).

) Расчет долговечности.

Номинальная долговечность подшипника (в миллионах оборотов) рассчитывается по формуле:

,

где    р - степенной показатель (для шариковых подшипников р = 3);

С - динамическая грузоподъемность, кгс;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, кгс.

Долговечность подшипника (в часах) рассчитывается по формуле:

,

где    n - частота вращения подшипника, об/мин.

Долговечность подшипника (в тыс. км пробега) будет равна:

.

Следовательно, по сравнению с другими деталями автомобиля ресурс шариковых подшипников можно считать достаточным.

2.3.3 Расчет шариковых подшипников 308*

) Расчет динамической грузоподъемности.

Расчет динамической грузоподъемности шариковых подшипников, работающих при постоянных по величине и направлению или приводимых к ним нагрузках, при частотах вращения ниже предельных, при рабочей температуре не более 100 °С и выходящих из строя по усталостному разрушению, производится по формулам эквивалентной динамической нагрузки и с учетом коэффициента безопасности и температурного коэффициента.

Динамическая грузоподъемность шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где    Z - число шариков в одном ряду (принимается по данным из табл. 96 [6] равным Z = 8);- диаметр шарика (принимается по данным из табл. 96 [6] равным DT = 12,3 мм);= 1 - число рядов шариков в подшипнике;

α = 45º - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Числовые значения коэффициента fс приведены в табл. 42-44 [6].

Находим .

При  по табл. 43 [6] находим fс = 10,2.

Диаметр окружности dm, проходящей по центрам шариков, определяется по формуле:

,

где    δ = 1,0…1,5 мм - суммарный зазор между шариками.

Определяем величину динамической грузоподъемности:

.

) Расчет эквивалентной динамической нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для шариковых радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где    Х - коэффициент радиальной нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Х = 1);- коэффициент вращения (при внутреннем кольце, вращающемся по отношению к нагрузке, принимается V = 1);- коэффициент осевой нагрузки (принимается по табл. 52 [6] равным Y = 0,5).

) Расчет долговечности.

Номинальная долговечность подшипника (в миллионах оборотов) рассчитывается по формуле:

,

где    р - степенной показатель (для шариковых подшипников р = 3);

С - динамическая грузоподъемность, кгс;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, кгс.

Долговечность подшипника (в часах) рассчитывается по формуле:

,

где    n - частота вращения подшипника, об/мин.

Долговечность подшипника (в тыс. км пробега) будет равна:

.

2.3.4 Расчет роликовых подшипников 2207

) Расчет динамической грузоподъемности.

Динамическая грузоподъемность роликовых радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где    Z - число роликов в одном ряду (принимается по данным из табл. 108 [6] равным Z = 13);- диаметр ролика (принимается по данным из табл. 108 [6] равным DT = 6,5 мм);- длина ролика (принимается по данным из табл. 108 [6] равным leff = 6,5 мм);= 1 - число рядов роликов в подшипнике;

α = 0º - номинальный угол контакта, равный углу между линией действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной оси подшипника.

Числовые значения коэффициента fс приведены в табл. 42-44 [6].

Находим

.

При  по табл. 44 [6] находим fс = 7,87.

Диаметр окружности dm, проходящей по центрам роликов, определяется по формуле:

,

где    δ = 1,0…1,5 мм - суммарный зазор между роликами.

Определяем величину динамической грузоподъемности:

.

) Расчет эквивалентной динамической нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для роликовых радиально-упорных подшипников рассчитывается по формуле:

,

где    Х - коэффициент радиальной нагрузки (принимается по табл. 53 [6] равным Х = 1);- коэффициент вращения (при внутреннем кольце, вращающемся по отношению к нагрузке, принимается V = 1);- коэффициент осевой нагрузки (принимается по табл. 53 [6] равным Y = 0).

) Расчет долговечности.

Номинальная долговечность подшипника (в миллионах оборотов) рассчитывается по формуле:

,

где    р - степенной показатель (для роликовых подшипников р = 10/3);

С - динамическая грузоподъемность, кгс;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, кгс.

Долговечность подшипника (в часах) рассчитывается по формуле:

,

где    n - частота вращения подшипника, об/мин.

.

Следовательно, по сравнению с другими деталями автомобиля ресурс подшипников дифференциала можно считать достаточным.

2.4 Расчет шлицевых соединений

В данном случае необходимо рассчитать шлицевые соединения шестерен с валами раздаточной коробки.

) Шлицевое соединение шестерни с ведущим валом.

Расчетный диаметр вала - d = 36 мм.

Рабочая длина соединения - lp = 100 мм.

Передаваемый крутящий момент - Т = 290 Н·м.

Материал шестерни и вала - сталь 40Х. Рабочие поверхности зубьев термически обработаны.

По справочным таблицам [6] находим размеры данного шлицевого соединения: для диаметра вала 36 мм получаем z×d×D = 8×32×36, f = 0,4, r = 0,3.

По таблице для подвижного соединения при данных условиях эксплуатации принимаем [σ]см = 80 МПа.

Средний диаметр соединения:

.

Площадь смятия рабочей поверхности одного зуба соединения рассчитывается по формуле:

.

Принятые размеры шлицевого соединения проверяем на смятие по формуле:

.

Т.к. в данном случае полученное значение σсм меньше допускаемого [σсм], следовательно, рассчитанное шлицевое соединение можно признать годным по условию смятия.

) Шлицевое соединение шестерни с выходным валом.

Расчетный диаметр вала - d = 30 мм.

Рабочая длина соединения - lp = 50 мм.

Передаваемый крутящий момент - Т = 290 Н·м.

Материал шестерни и вала - сталь 40Х. Рабочие поверхности зубьев термически обработаны.

По справочным таблицам [6] находим размеры данного шлицевого соединения: для диаметра вала 30 мм получаем z×d×D = 6×26×30, f = 0,3, r = 0,2.

По таблице для подвижного соединения при данных условиях эксплуатации принимаем [σ]см = 80 МПа.

Средний диаметр соединения:

.

Площадь смятия рабочей поверхности одного зуба соединения рассчитывается по формуле:

.

Принятые размеры шлицевого соединения проверяем на смятие по формуле:

.

Т.к. в данном случае полученное значение σсм меньше допускаемого [σсм], следовательно, рассчитанное шлицевое соединение можно признать годным по условию смятия.

) Шлицевое соединение шестерни с ведущим валом.

Расчетный диаметр вала - d = 36 мм.

Рабочая длина соединения - lp = 75 мм.

Передаваемый крутящий момент - Т = 290 Н·м.

Материал шестерни и вала - сталь 40Х. Рабочие поверхности зубьев термически обработаны.

По справочным таблицам [6] находим размеры данного шлицевого соединения: для диаметра вала 30 мм получаем z×d×D = 8×32×36, f = 0,4, r = 0,3.

По таблице для подвижного соединения при данных условиях эксплуатации принимаем [σ]см = 80 МПа.

Средний диаметр соединения:

.

Площадь смятия рабочей поверхности одного зуба соединения рассчитывается по формуле:

.

Принятые размеры шлицевого соединения проверяем на смятие по формуле:

.

Т.к. в данном случае полученное значение σсм меньше допускаемого [σсм], следовательно, рассчитанное шлицевое соединение можно признать годным по условию смятия.

Исследование влияния крутящего момента двигателя на величину прогиба выходного вала

Зависимость прогиба вала от силы в зацеплении выражается формулой

;

где    F - сила в зацеплении;, m - расстояния от опор вала до зубчатого колеса;

E = (2,0 ÷2,2) · 105 МПа - модуль упругости материала вала;- осевой момент инерции сечения вала.

Поскольку сила в зацеплении прямо пропорциональна крутящему моменту двигателя, то и прогиб вала тоже находится в прямой зависимости от крутящего момента

.

Графиком такой зависимости является прямая, проходящая через начало координат.

Координаты контрольных точек приведены в таблице 14.

Таблица 14 - Координаты контрольных точек

По данным таблицы строим график зависимости прогиба выходного вала от крутящего момента двигателя

Рисунок 14 - Зависимость прогиба выходного вала от крутящего момента двигателя

Заключение

Целью курсового проекта является определение показателей эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6 и проверочный расчет раздаточной коробки автомобиля ГАЗ-66.

В ходе проектирования были решены следующие задачи:

. В разделе «Расчет показателей эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6» были определены показатели и характеристики (обзор модели, краткая техническая характеристика автомобиля, внешняя скоростная характеристика двигателя, тяговая характеристика автомобиля и тяговый баланс, динамический фактор и динамическая характеристика автомобиля, ускорение, время и путь разгона, топливно-экономическая характеристика автомобиля, тормозная характеристика и тормозная динамика автомобиля, проходимость автомобиля, управляемость автомобиля, устойчивость автомобиля) основных эксплуатационных свойств автомобиля Kia Cerato 1.6.

. В разделе «Проверочный расчет раздаточной коробки автомобиля ГАЗ-66» было приведено описание конструкции агрегата и принцип его действия. В следующих параграфах раздела были выполнены расчеты (особенности устройства раздаточной коробки автомобиля, расчет валов, проверочный расчет шлицевых соединений, проверочный расчет зубьев шестерен на прочность, проверочный расчет подшипников валов), подтверждающие работоспособность агрегата.

. Третий раздел курсового проекта носит исследовательский характер. При его выполнении было проанализировано исследование влияния крутящего момента двигателя на величину прогиба выходного вала. При увеличении крутящего момента двигателя, увеличивается прогиб выходного вала.

Список использованных источников

1 Вахламов В.К. Автомобили: Теория и конструкция автомобиля и двигателя [текст]/Под ред. А.А. Юрчевского. М.:Академия, 2003. 816с.

Богатырёв А.В. Автомобили [текст]/А.В. Богатырёв, Ю.К. Есеновский-Лашков [и др.]. М.:Колос,2001. 496 с.

Вахламов В.К. Техника автомобильного транспорта: Подвижной состав и эксплуатационные свойства [текст]/В.К. Вахламов. М.:Академия, 2004. 528с.

Копотилов В.И. Автомобили: Теоретические основы: Учебное пособие |текст]/В.И. Копотилов. Тюмень: ТюмГНГУ, 1999. 403с.

5 Учаев П.Н. Основы расчётов деталей машин с задачами и примерами расчётов <http://my-shop.ru/shop/books/1088155.html>, 2009 г. 203 с.

Лукин П.П. Конструирование и расчет автомобиля [текст]/ Лукин П.П. Москва Машиностроение 1984. 378с.

Расчёт показателей эксплуатационных свойств автомобиля [Текст]: методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобили»/сост.: В.И.Козликин; Курск. гос. техн. ун-т. Курск, 2006. 63 с.: ил.27, табл. 16. Библиогр.: с.63.