Тяговый расчет автомобиля с конструктивной разработкой коробки перемены передач

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение 
высшего образования
«Российский государственный профессионально-педагогический университет»
Институт инженерно-педагогического образования
Кафедра энергетики и транспорта


 КУРСОВОЙ ПРОЕКТ  
НА ТЕМУ: «ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ  АВТОМОБИЛЯ  лиаз-5256 С КОНСТРУКТИВНОЙ РАЗРАБОТКОЙ КОРОБКИ ПЕРЕМЕНЫ ПЕРЕДАЧ (КПП)»



                                                                                          
Исполнитель:
студент группы АТ -301п                                                              Кисарин М.Н.
№  зач. книжки  5102173


Проверил:
доцент кафедры ЭТ,
канд. техн. наук                                                                                  Лялин В.П.





Екатеринбург 2018
Оглавление

ВВЕДЕНИЕ	3
1 Тяговый расчет ЛиАЗ 5256	4
1.1 Внешняя скоростная характеристика автомобиля ЛиАЗ 5256	4
1.2 Тяговая характеристика автомобиля ЛиАЗ 5256	6
2 Расчет сцепления ЛиАЗ 5256	10
2.1 Определение основных параметров фрикционных муфт сцепления	11
2.2 Расчет муфты сцепления на износ	12
2.3 Проверка муфты сцепления на нагрев	13
3  Конструктивная разработка коробки перемены передач ЛиАЗ 5256	14
3.1 Расчет зубьев	14
3.1.1 Расч?т зубчатой пары постоянного зацепления	14
3.1.2 Расч?т на контактную выносливость активных поверхностей зубьев	15
3.1.3  Расч?т зубьев колес на выносливость при изгибе	18
3.1.4 Расч?т на прочность	20
3.2 Расчет валов	21
3.2.1 Расчёт валов на статическую прочность	21
3.3 Расчет подшипников	23
4 Расчет карданной передачи автомобиля ЛиАЗ 5256	24
4.1 Расчет карданных валов на прочность	24
4.2 Расчет жестких карданных шарниров	25
5 Расчет дифференциала автомобиля ЛиАЗ 5256	27
5.1 Расчеты на работоспособность	27
ЗАКЛЮЧЕНИЕ	28
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ	29


К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!



  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

ВВЕДЕНИЕ






  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
1 Тяговый расчет ЛиАЗ 5256
1.1 Внешняя скоростная характеристика автомобиля ЛиАЗ 5256

Рассчитать скоростную характеристику автомобиля ЛиАЗ 5256 развивающего максимальную мощность Ne max =167 кВт при числе оборотов 	ne = 4000 и при изменение ne в пределах от 800 до 2800 об/мин.
Решение:
Ne =Ne max ? [a n/n_N +b(n/n_N )-c(n/n_N )  ]
a=0,5; b=1,5; c=1.
Ne 800 = 167 ? ( 0,5(800/4000)+1,5(800/4000)-1(800/4000)) =  25,4 кВт
Ne 1200= 167 ? ( 0,5(1200/4000)+1,5(1200/4000)-1(1200/4000)) =  43,1 кВт
Ne 1600= 167 ? ( 0,5(1600/4000)+1,5(1600/4000)-1(1600/4000)) =  62,8 кВт
Ne 2000= 167 ? ( 0,5(2000/4000)+1,5(2000/4000)-1(2000/4000)) =  83,5 кВт
Ne 2400= 167 ? ( 0,5(2400/4000)+1,5(2400/4000)-1(2400/4000)) =  104,2 кВт
Ne 2800= 167 ? ( 0,5(2800/4000)+1,5(2800/4000)-1(2800/4000)) =  123,9 кВт
Me = 9550 ? N_e/n_e  
Me 800 = 9550 ? 25,4/800=303,2  Н?м
Me 1200 = 9550 ? 43,1/1200=343  Н?м
Me 1600 = 9550 ? 62,8/1600=374,84 Н?м
Me 2000 = 9550 ? 83,5/2000=398,7 Н?м
Me 2400 = 9550 ? 104,2/2400=414,63 Н?м
Me 2800 = 9550 ? 123,9/2800=422,6 Н?м

  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!


Таблица - Значения эффективной мощности и крутящего момента рассчитываемого двигателя. 
ne об/мин
800
1200
1600
2000
2400
2800
Ne , кВт
25,4
43,1
62,8
83,5
204,2
123,9
Me , Н?м
303,2
343
374,84
398,7
414,63
422,6

График
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!








1.2 Тяговая характеристика автомобиля ЛиАЗ 5256
Рассчитать и построить тяговую характеристику автомобиля ЛиАЗ-5256         по следующим исходным данным : u1=2,43, u2=1,44, u3=0,98, u0 = 1,97, rк=0,491м, ?тр= 0.92.

ne об/мин
800
1200
1600
2000
2400
2800
3200
3600
Ме Н?м
107
111
114
117
118
118
117
100

Решение  
	При движение автомобиля на I передаче .   К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
?а1 800 = 0.377 ? (n_e?r_k)/(u_k1?u_0 ) =0.377 ? (800 ?0.315)/(3.667 ?4.1)=6.31
?  ??_(тр 1)= u1 ? u0 = 3.667 ? 4.1 = 15.03
PT 800 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (107 ?15.03 ?0.92)/0.315=4697 H
?а1 1200 об = 0.377 ?  (1200 ?0.315)/(3.667 ?4.1)=9.48 
PT 1200 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (111 ?15.03 ?0.92)/0.315=4872 H
?а1 1600 об = 0.377 ?  (1600 ?0.315)/(3.667 ?4.1)=12.63 
PT 1600 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (114 ?15.03 ?0.92)/0.315=5004 H
?а1 2000 об = 0.377 ?  (2000 ?0.315)/(3.667 ?4.1)=15.8 
PT 2000 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (117 ?15.03 ?0.92)/0.315=5135 H
?а1 2400 об = 0.377 ?  (2400 ?0.315)/(3.667 ?4.1)=18.95 
PT 2400 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (118 ?15.03 ?0.92)/0.315=5179 H
?а1 2800 об = 0.377 ?  (2800 ?0.315)/(3.667 ?4.1)=22.11 
PT 2800 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (118 ?15.03 ?0.92)/0.315=5179 H
?а1 3200 об = 0.377 ?  (3200 ?0.315)/(3.667 ?4.1)=25.27 
PT 3200 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (117 ?15.03 ?0.92)/0.315=5135 H
?а1 3600 об = 0.377 ?  (3600 ?0.315)/(3.667 ?4.1)=28.43 
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
PT 3600 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (100 ?15.03 ?0.92)/0.315=4389 H
При движение автомобиля на II передаче .
?а2 800 = 0.377 ? (n_e?r_k)/(u_k2?u_0 ) =0.377 ? (800 ?0.315)/(2.1 ?4.1)=11.03
?  ??_(тр 2)= u2 ? u0 = 2.1 ? 4.1 = 8.61
PT 800 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (107 ?8.61 ?0.92)/0.315=2690 H
?а2 1200 = 0.377 ? (1200 ?0.315)/(2.1 ?4.1)=16.55
PT 1200 = (111 ?8.61 ?0.92)/0.315=2791 H
?а2 1600 = 0.377 ? (1600 ?0.315)/(2.1 ?4.1)=22
PT 1600  = (114 ?8.61 ?0.92)/0.315=2867 H
?а2 2000 = 0.377 ? (2000 ?0.315)/(2.1 ?4.1)=27.58
PT 2000 = (117 ?8.61 ?0.92)/0.315=2942 H
?а2 2400 = 0.377 ? (2400 ?0.315)/(2.1 ?4.1)=33.1
PT 2400 = (118 ?8.61 ?0.92)/0.315=2967 H
?а2 2800 = 0.377 ? (2800 ?0.315)/(2.1 ?4.1)=38.6
PT 2800 = (118 ?8.61 ?0.92)/0.315=2967 H
?а2 3200 = 0.377 ? (3200 ?0.315)/(2.1 ?4.1)=44.12
PT 3200 = (117 ?8.61 ?0.92)/0.315=2942 H
?а2 3600 = 0.377 ? (3600 ?0.315)/(2.1 ?4.1)=49.64
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
PT 3600 = (100 ?8.61 ?0.92)/0.315=2514 H
При движение автомобиля на III передаче .
?а3 800 = 0.377 ? (n_e?r_k)/(u_k3?u_0 ) =0.377 ? (800 ?0.315)/(1.361 ?4.1)=17.03
?  ??_(тр 3)= u3 ? u0 = 1.361 ? 4.1 = 5.5801
PT  800 = ?(M_(е ) ? ? ??_тр  ??_тр)/r_к ?_= (107 ?5.5801 ?0.92)/0.315=1744 H
?а3 1200 =0.377 ? (1200 ?0.315)/(1.361 ?4.1)=25.53
PT 1200 = (111 ?5.5801 ?0.92)/0.315=1809 H
?а3 1600 =0.377 ? (1600 ?0.315)/(1.361 ?4.1)=34
PT 1600 = (114 ?5.5801 ?0.92)/0.315=1858 H
?а3 2000 =0.377 ? (2000 ?0.315)/(1.361 ?4.1)=42.56
PT 2000 = (117 ?5.5801 ?0.92)/0.315=1907 H
?а3 2400 =0.377 ? (2400 ?0.315)/(1.361 ?4.1)=51.07
PT 2400 = (118 ?5.5801 ?0.92)/0.315=1923 H
?а3 2800 =0.377 ? (2800 ?0.315)/(1.361 ?4.1)=59.59
PT 2800 = (118 ?5.5801 ?0.92)/0.315=1923 H
?а3 3200 =0.377 ? (3200 ?0.315)/(1.361 ?4.1)=68
PT 3200 = (117 ?5.5801 ?0.92)/0.315=1907 H
?а3 3600 =0.377 ? (3600 ?0.315)/(1.361 ?4.1)=76.61
PT 3600 = (100 ?5.5801 ?0.92)/0.315=1630 H


Таблица.
Тяговая  сила  PT  на ведущих колесах и скорость движения   автомобиля

Скорость, ?а км/ч
Тяговая сила PT, H

Передача
Передача
ne об/мин
1
2
3
4
1
2
3
4
800
6.31
11.03
17.03
23.17
4697
2690
1744
1281
1200
9.48
16.55
25.53
34.75
4872
2791
1809
1329
1600
12.63
22
34
46.34
5004
2867
1858
1365
2000
15.8
27.58
42.56
58
5135
2942
1907
1401
2400
18.95
31.1
51.07
69.5
5179
2967
1923
1413
2800
22.11
38.6
59.59
81
5179
2967
1923
1413
3200
25.27
44.12
68
92.68
5135
2942
1907
1401
3600
28.43
49.64
76.61
104.27
4389
2516
1630
1197
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
На основании полученных данных строим график тяговой характеристики автомобиля ЛиАЗ 5256.








2 Расчет сцепления ЛиАЗ 5256 

ЛиАЗ-5256.  КОНСТРУКЦИЯ СЦЕПЛЕНИЯ  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!



Рис. 4-1. Сцепление ЛиАЗ 5256:

1, 27 — ведомые диски; 2 — средний ведущий диск; 3 — установочная втулка; 4 — нажимной диск, 5 — вилка; 6 — рычаг; 7 — пружина; 8 — шланг; 9 — петля пружины; 10 — выжимной подшипник; 11 —оттяжная пружина, 12 — муфта выключения сцепления,
13 — вилка выключения сцепления; 14 — упорное кольцо; 15 — вал вилки; 16 — нажимная пружина; 17 —кожух сцепления; 18 — теплоизолирующая шайба; 19 — болт, 20 — картер сцепления; 21 — маховик двигателя; 22 — фрикционная накладка; 23 — первичный вал коробки передач; 24 — диск гасителя крутильных колебаний; 25 — пружина гасителя крутильных колебаний; 26 — кольцо ведомого диска; 28 — рычажный механизм автоматической регулировки положения среднего диска


2.1 Определение основных параметров фрикционных муфт сцепления

МФ= Меmax ·?=897·2= 1794 Н·м (1.1)
       где Меmax - максимальный момент двигателя, Н·м;
?  - коэффициент запаса муфты сцепления.

Таблица 1 – Значения коэффициента запаса муфты сцепления ?
Тип автомобиля
?
Автомобили тягачи и транспортные
2,0-3,0
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
Наружный радиус фрикционных накладок можно определить по формуле для автомобилей
 =?((4 ·? 10?^(-4)  · 897)/(3,14 ?(1-?0,7?^2 )  ? 4))=?(0,3588/6,41)=0,24 м=240 мм                                                         
где   ? – площадь фрикционной накладки, необходимая для передачи момента в 1 Н·м;
i– число пар поверхностей трения;
с – безразмерная величина, выбирается в пределах 0,5-0,7.

Таблица 2 – Значения коэффициента ?
Муфта сцепления
?, м2/Нм
Двухдисковые муфты грузовых автомобилей
(4-4,5)·10-4

Таблица 3 – Стандартные размеры фрикционных накладок муфт сцепления 
Диаметр фрикционной накладки, мм

Толщина накладки, мм

Наружный 

Внутренний 

240
160; 180
2,5; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5


 =>   r = C * R =0,7 * 240 =168 мм
   = (240+168)/2 =204 мм                                                                                   

2.2 Расчет муфты сцепления на износ
Работа буксования для автомобилей может быть определена по формуле:


  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
Значение ?е для тракторов составит
= 62,8   с^(-1)                                                                              
где nН – номинальная частота вращения вала двигателя.
Величина момента сопротивления дороги M?(Н·м), приведенного к валу муфты сцепления, определяется по формуле
=   (160720 ? 0,1 ?0,95)/(5,44 ?0,85)    =   3302                         
где  Gа  - вес автомобиля(160720);
rк  - радиус колеса, м(0,95);
uoupuк  - передаточные числа главной передачи, раздаточной коробки и коробки передач;( uк =2,43; 1,44; 0,98;u0=5,44; up=0)
?=fcos? ± sin?- коэффициент суммарного сопротивления дороги следует брать его среднее значение (0,1). 
?mp - КПД трансмиссии.(0,85)

      Момент инерции вращающихся масс двигателя Jе и приведенный к валу муфты сцепления момент инерции автомобиля Jа:
= 1,2 · 11 · 0,2282  =  0,16  кг·м2                                         
 =   (16400? ?0,228?^2        )/((5,44 ?2,43))=64,5 кг·м^2    
где м - момент инерции маховика, кг·м2 ;
    Gм - масса маховика, кг;
    rм- радиус маховика, м;
    Gа  - масса автомобиля, кг;
    rк - радиус колеса, м;
uк- передаточное число коробки на первой передаче


2.3 Проверка муфты сцепления на нагрев
    сg = 481 -удельная теплоемкость нагреваемых деталей муфты (сталь, чугун), Дж/(кг град);
    mg - масса нагреваемой детали, кг. 
Значение коэффициента ? находят по формуле
=(           4          )/2=2                                                                           
где    i’ общее число поверхности трения;
i"- число поверхностей трения у нагреваемой детали.
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!


  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
3  Конструктивная разработка коробки перемены передач ЛиАЗ 5256

3.1 Расчет зубьев
3.1.1 Расч?т зубчатой пары постоянного зацепления



Исходные данные: 

Передаточные числа
КПП КамАЗ-141
первая передача
 5,62
вторая передача
2,89
третья передача
 1,64

четвертая передача
1,00
пятая передача
 0,724
задний ход
 5,30
главная передача
5,44
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

M_emax=897 Н?м - макс. крутящий момент, Н?м
n_двM=2250 об/мин - частота вращения двигателя при макс. моменте
G_a= 16400 кг = 160884 Н  – вес автомобиля
rк  =0,95 м - радиус колеса
параметры зубчатой пары: модуль m = 4,5 , число зубьев z1= 25 , число зубьев z2= 38 , средний делительный диаметр шестерни первичного вала    d1 = 156,1   мм, делительный диаметр колеса на промежуточном валу          d2  =  171мм,  угол  наклона  зубьев   ? = 22 град  ширина венца bw1 = 42 мм, bw2 = 41 мм. Относительная продолжительность работы  на передаче ?HI=0,01; ?HII=0,03; ?H3=0,14; ?H4=0,82 степень точности по нормам плавности работы nст.т  = 6, материал – сталь 18Х2НЧВА    твердость поверхностей зубьев шестерни HRC 58-63 .
3.1.2 Расч?т на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

1.Определяем расч?тный крутящий момент на промежуточном валу:
?M_P=M?_emax?u_пз=897?1,5 =1345,5 Н*м

2. Находим расч?тную окружную силу Рt1:
P_t1=  (2?M_p)/d_1 =(2? 1345,5 )/0,1561=17238 Н
где d1 – средний делительный диаметр шестерни, м.

3. Вычисляем расч?тную частоту вращения вала:
n=n_1/u_пз =4000/1,52=2631 об/мин
где n1 - частота вращения первичного вала коробки передач, об/мин. 
Принимаем n1 = nдвМ, где nдвМ - частота вращения двигателя при максимальном моменте, об/мин. 
  4. Определяем параметр контактного напряжения на 1-й ступени:
П_H1=P_t1/(b_w1?d_1 )?Z_H?Z_??K_H??K_H??K_HV1=

  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
где Рt1 - окружная сила; 
   d1 - средний делительный диаметр шестерни, мм;
 ZH - коэффициент контактного напряжения; 
Z? - коэффициент, учитывающий степень перекрытия зубчатых кол?с;
 KH? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
 KH? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; 
KHV1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. 
Коэффициент ZН определяется по следующей зависимости:
Z_H=1,77?cos?_b=1,77?cox?20.6 ?^°=1,657
где ?b - угол наклона зуба на основном цилиндре, град:
  sin?_b=sin??cosa_w=sin22?cos20=0,352 от куда ?_b= ?20.6 ?^°
Коэффициент Z? :
- для цилиндрических передач с косозубыми кол?сами Z?=0,796
Коэффициент KH?:
- для прямозубых и косозубых цилиндрических передач KH? = 1,04 .
Коэффициент KH?:
- для прямозубых и косозубых цилиндрических передач KH? = 1,12
Коэффициент KHV1: 
-для цилиндрических передач KHV1= 1,04
П_H1=17238/(42?112,5)?1,657?0,796?1,04?1,12?1,04=1,12МПа<0,9?П_Hlim=0,9?21=18,9
Следовательно, контактная усталость зубчатых колес обеспечена.
     5. Определяем предельный параметр контактной выносливости при базовом числе циклов:
П_Hlim=П_Hlim0?Z_R=20?1=20 МПа
где ПНlim0 – предел контактной выносливости при стендовых испытаниях колес с заданными размерами, термообработкой и шероховатостью поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов NHO = 1,2?108 МПа;
     ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость активной поверхности зубьев более грубого зубчатого колеса в зацеплении, ZR=1 – класс шероховатости 6.
     6. Вычисляем меру накапливаемой усталости за 1 км пробега автомобиля для шестерни и колеса:
R_1H2=a_1?N_s?П_H1?a_H1?K_nH1?u_(1k)i=1 ?505??16,7?^3?0,01? 0,061 ? 0,66?1,52? 1,0032 =1440
R_1H2=a_1?N_s?П_H1?a_Hi?K_nHi?u_(2k)i=1 ?505??16,7?^3?0,01? 0,061 ?1,52? 1,0032=2182  
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

где u(1k)i ,u(2k)i – передаточные числа соответственно от шестерни и колеса до ведущих колес на i-ой передаче; mH – показатель кривой контактной усталости; a1, a2 – числа циклов, соответствующие одному обороту соответственно шестерни и колеса: для зубчатых колес с одним зацеплением а=1; ?Hi – относительная продолжительность работы на передаче; NS – суммарное число оборотов ведущего колеса автомобиля за 1 км пробега:
N_s=1000/(2??r_k )=1000/(2?3,14?0,95)=167оборотов
KnHi – коэффициент пробега на i-й передаче.
     Удельная тяговая сила на ведущих колесах:
P_уд=(M_emax?u_1?u_0??_тр)/(r_k?G_a )=(897?5,62?5,64?0,8)/(0,95?164000)=0,146
откуда KnH1 = 0,25
     7. Вычисляем расчетное контактное напряжение:
?_H=275?(П_H )=275 ??16,7  = 1123,8 МПа
где ПН – наибольшее значение параметра при работе зубчатой пары на нескольких ступенях, МПа. 
     8. Определяем эквивалентное число циклов изменения напряжений:
N_HE1=R_1H1?L_0?a_1/(П_H^mH )=1440?165000?0,01/?16,7?^3 =548
N_HE1=R_1H2?L_0?a_1/(П_H^mH )=2182?165000?0,01/?16,7?^3 =831
где Lo – планируемый пробег до капитального ремонта (Lo = 165000 км).
     9. Находим коэффициент долговечности:
K_HL1=?(mH&N_HO/(N_ HE1)  )=?((1,2??10?^8)/548) =60
K_HL1=?(mH&N_HO/(N_ HE2)  )=?((1,2??10?^8)/831) =52

     10. Вычисляем допускаемые контактные напряжения:
?_HP1=275?(П_Hlim?K_HL1 )=275?(21 ?60 )=9761> 0,8?lim = 0,8?3800 =3040 МПа
?_HP2=275?(П_Hlim?K_HL2 )=275?(21 ?52 )=9081> 0,8?lim = 0,8?3800 =3040 МПа

Принимаем ?HP1 = ?HP2 = 3040
     11. Проверка условий контактной выносливости:
?н < ?нр	
?н = 1182 МПа < 3040 МПа = ?нр.   К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

Вывод: условие выносливости по контактным напряжениям выполнено.

3.1.3  Расч?т зубьев колес на выносливость при изгибе
Проверочный расчет выполняют для предотвращения усталостного излома зубьев. 
     Условие выносливости при изгибе:
 ?F ? ?FP 
где ?F , ?FP – соответственно расчетное и допускаемое напряжения изгиба, МПа. 
      1. Вычисляем расч?тные напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
?_F1i=F_ti/(b_w1?m_nm )?Y_F1?Y_??Y_??K_Fa?K_F??K_F?i=
?_F2i=F_ti/(b_w1?m_nm )?Y_F1?Y_??Y_??K_Fa?K_F??K_F?i=
где Fti - окружная сила, Н; 
mnm - средний нормальный модуль, мм: для цилиндрической передачи mnm = mn;
YF - коэффициент формы зуба, зависящий от коэффициента смещения и действительного либо эквивалентного числа зубьев (для шестерни – 4, колеса – 3,65);
 Коэффициент Y?: для прямозубых кол?с Y? =1, для кол?с с косыми и круговыми зубьями:
Y_?=1-(?^°/140)=1-(22/140)=0,84
Коэффициент Y?: для цилиндрических косозубых и конических передач Y? = Z? = 0,796. 
Коэффициент KF?: для прямозубых цилиндрических и конических передач и степени точности nст.т= 6, для передач с косыми и круговыми зубьями:
KF? =[4+(?_a-1)(n_(ст.т)-5)]/(4?_a )=  [4+(1,58-1)(6-5)]/(4?1,58)=0,72
Коэффициент KF?: для цилиндрических передач KF? = 1,12. Коэффициент KFv: для цилиндрических передач KFv1 = 1,07, KFv2 = 1,05
 
?_F1i=(3333  )/(42?4,5)?4?0,84?0,796?0,72?1,12?1,07=40,7 МПа
?_F1i=(3333  )/(41?4,5)?3,65?0,84?0,796?0,72?1,12?1,05=38,2 МПа
     2. Определяем предельное напряжение изгиба при базовом числе циклов:
?F1im = ?с F1im?YR?KFc = 460?1?1,3 = 546 МПа
где ?F1im - предел выносливости при базовом числе циклов NFO и симметричном изгибе зубьев кол?с с заданными конкретными размерами, термообработкой и шероховатостью поверхности зубьев, МПа;
 YR - коэффициент, учитывающий особенности обработки зубьев: YR=1 для цементированных, цианированных, закал?нных ТВЧ по контуру и улучшению зубчатых кол?с;
 KFc – коэффициент, учитывающий отличие характера нагружения зубчатого колеса от симметричного, KFc = 1,3 – для одностороннего от нулевого или достаточно близкого к ней цикла (зубчатые колеса низших передач и заднего хода в коробках передач).
     Определяем меру накапливаемой усталости за 1км пробега автомобилем по напряжению изгиба:
R_1H2=a_1?N_s??_F11^mF?a_F1?K_nF1?u_(1k)i==1 ?505??40,7?^9?0,01? 0,08 ? 0,66?1,52? 1,04 =1,21 ? ?10?^25
R_1H2=a_1?N_s??_F11^mF?a_F1?K_nF1?u_(2k)i=1 ?505??38,2?^9?0,01? 0,08 ?1,52? 1,04 =3,31 ? ?10?^25 

  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
где mF – показатель кривой усталости при изгибе зубьев (mF = 9).
     4. Вычисляем эквивалентное число циклов изменения напряжений:
N_FE1=R_1F1?L_0?a_1/(?_F11^mF )=1,21??10?^25?165000?0,01/?40,7?^9 =6,93??10?^4
N_FE2=R_1F1?L_0?a_1/(?_F12^mF )=3,31??10?^25?165000?0,01/?38,2?^9 =1,05??10?^4
     5. Находим коэффициенты долговечности:
K_HL1=?(mF&N_FO/N_FE1   )=?(9&(4??10?^6)/(6,93??10?^4 )) =1,16
K_HL2=?(mF&N_FO/N_FE2   )=?(9&(4??10?^6)/(1,05??10?^4 )) =1,24
При KFL < 0,9 принимают KFL = 0,9.
     6. Определяем допускаемые напряжения изгиба: 
?_FP1=?_Flim?K_FL1=546?1,16=633,36
?_FP2=?_Flim?K_FL2=546?1,24=652,24
     7. Проверка условий прочности по напряжениям изгиба: 
?F ? ?FP
?_FP1=633,36>40,7МПа=?_11;
?_FP2=633,36>38.2МПа=?_12;
Вывод: условие прочности по напряжениям изгиба выполнено.
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
3.1.4 Расч?т на прочность
Расч?т на прочность выполняют с целью предотвращения остаточной деформации или излома зубьев. 
Расч?т выполняют по максимальному динамическому крутящему моменту.
  1.Вычисляем окружную силу: 
Ftmax = Ft1?KД = 17238?2.2 = 37923,6 Н 
где KД – коэффициент динамичности, для легкового автомобиля (KД = 2…3,0 для грузовых автомобилей). Принимаем KД = 2.2. 

     2. Определяем максимальное контактное напряжение:
?_Hmax=275?(F_tmax/(b_w1?d_wm1 )?Z_H?Z_??K_Ha?K_H?=)=275?(37923,6/(140?65,7)?1,63?0,796?1,04?1,35)=753 МПа
     3. Находим максимальные напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
?_F1max=F_tmax/(b_w1?m_nm )?Y_F1?Y_??Y_??K_Fa?K_F?=(37923,6  )/(140?4,5)?4?0,824?0,796?0,72?1,35=153,5 МПа
?_F2max=F_tmax/(b_w2?m_nm )?Y_F1?Y_??Y_??K_Fa?K_F?=(37923,6  )/(139?4,5)?3,62?0,824?0,796?0,72?1,35=139,9 МПа
     4. Проверка условий достаточной прочности:
?Hmax ? 0,9?HlimM
?F1max ? 0,9?FlimM
?F2max ? 0,9?FlimM
?Hmax = 753 МПа < 0,9?3800 = 3420 МПа
?F1max = 153,5 МПа < 0,9?1700 = 1530 МПа
?F2max = 139,9 МПа < 1530 МПа



  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
3.2 Расчет валов
    Валы рассчитывают на статическую прочность, жёсткость и на усталостную прочность для определения их работоспособности и агрегата трансмиссии в целом.
3.2.1 Расчёт валов на статическую прочность
Условие статической прочности вала
n_??[n_?], (6.1)
где n_? , [n_?]– коэффициенты запаса прочности соответственно фактический и допускаемый по пределу текучести материала, [n_?]=1,2...1,5 .
    Расчёт выполняют по максимальному динамическому моменту в форме проверки коэффициента запаса прочности по нормальным и касательными напряжениям в опасных сечениях валов.
    Порядок расчёта.
    1. Определяют расчётный крутящий момент на валу по формуле 
Tp=125?3,667?2,135?1,4=1374,4  Нм
     2. Вычисляем суммарный изгибающий момент в опасных сечениях:
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
М=?(М_В^2+М_Г^2 )=?(?185,2?^2+?660?^2 )=685 Н?м
     3. Определяем осевой W и полярный WP моменты сопротивления, площадь S опасного поперечного сечения вала:	
W?=?d^3/16 (6.2)
W?=3,14??20?^3/16=1570 мм3
s=(?d^3)/4=(3,14??20?^3)/4=
где d=d_cp=20мм, так как вал со шлицом 
     4. Вычисляем максимальные нормальные и касательные напряжения:
?=(М??10?^3)/W+S_a/S=(685??10?^3)/2651+24312/707=293 МПа
?=T_p/W? 
?=1374,4/1,57=875,4 МПа
где Sа – суммарная осевая сила, действующая на вал, Н:
S_a=e?Y_c+F_r+Q_r=0,68?10186+12840+4546=24312
где – e  = 0,68 эквивалентная нагрузка подшипника 46307.
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
5. Коэффициенты запаса прочности по пределам текучести материала
n_?T=?_T?K_?T/?=1150?0,84/293=3,3
n_?=?_t?k_?t/? (6.4)
n_?=800?0,88/875,4=0,8
где ?_t– пределы текучести материала соответственно при кручении
k_?t– коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала на пределы текучести
0,8<1,2…1,5
     6 .Находим общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
n_T=(n_?m?n_?m)/?(n_?m^2?n_?m^2 )=(3,3?0,8)/?(?3,3?^2??0,8?^2 )=0,777
     7. Сравниваем фактический коэффициент запаса прочности с допускаемым:
0,777 = n_T<[n_T ]=1.2
    Вывод: Вал не выдерживает нагрузки на кручение, запас прочности по касательным напряжениям меньше требуемого.
Материал вала Сталь 40ХН2МА
?_?
?_?
?_(-1)
?_(-1)
?_в
?_в
1150
800
650
330
1460
1000

3.3 Расчет подшипников
    1. Определение осевой и радиальной составляющих сил от карданной передачи, возникающих при колебаниях ведущего моста:
F_a=4T_p ?cos?/(D_k+D_k)
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
F_r=4T_p ?sin?/(D_k+D_k)
F_a=4?1374,4?0,1?0,982/(0,07+0,045)=4713,6 H
F_r=4?1374,4?0,1?0,187/(0,07+0,045)=893,9 H ,
где T_p – расчётный крутящий момент, передаваемый карданной передачей; 
 ?–коэффициент трения в шлицевом соединении: при плохой смазке= 0,11-0,12
    2. Расчёт подшипников качения по статической грузоподъёмности.
Условие работоспособности подшипника по статической грузоподъемности
P_0 К_60 К_MO? C0r 
где P0 – эквивалентная нагрузка, Н;
 Кб0 – коэффициент безопасности;
 Кб0 = 0,8...1,2 – при нормальных требованиях; 
 КМ0 – коэффициент материала: КМ0 = 1,1. 
    Расчёт ведут по наибольшему (пиковому) динамическому крутящему моменту на валу подшипника.
    Порядок расчёта.
    1. Эквивалентная нагрузка:
для радиальных шариковых подшипников принимают наибольшее значение 
P_O=F_rmax K_д, 
где K_д=1,5
P_O1=893,9?1,5=1340,9 H
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать

P_O1=4713,6?1,5=7070,4 H
    Проверяем статическую грузоподъемность подшипника
1340,9?1?1,1=1475?9000 Н
7070,4?1?1,1=7777,44?9000 Н
Следовательно  выбираем подшипник 6-305 У который выдерживает  нагрузку.
4 Расчет карданной передачи автомобиля ЛиАЗ 5256
4.1 Расчет карданных валов на прочность
Исходные данные:
Длина карданного вала L = 722 мм, диаметр D = 175 мм.
 Mк.р = kдMe max u1 к.п = 0,8 * 897* 5,62 = 4032 Н*м
напряжение кручения сплошного вала
? = 5Mкр / D 3 = (5?4032)/0,05=28,8 МПа   ? , [?] = 400 МПа
При передаче курящего момента карданный вал закручивается на угол
 ? = 180Mкрl (?GJ ? р) = 180*4032*0,722*((3,14*8,5*?10?^4)/)=0,0286
где G = 8,5 ? 104 МПа – модуль упругости при кручении; 
Jp — момент инерции сечения. Обычно допускаемый угол закручивания составляет не более 8° на 1 м дины вала.
     2.Расчет вала на критическое число оборотов.
n_кр^?=12??10?^4  D/L^2 =12??10?^4?0,175/?0,722?^2 =40307 об
4.2 Расчет жестких карданных шарниров
     1.Напряжение смятия шлицов (сила смятия приложена к среднему диаметру) определяют по формуле
?см = 8Mкр/(dш.н 2 - dш.вн 2 )lшnш =(8?4032)/((0,0265?2-0,0235?2)?0,117?24)=32256/0,0168=1,92 МПа,
 [?см] = 20 МПа
где lш — длина шлицов = 117мм; nш — число шлицов = 24.  
     2.Напряжение среза шлицов (считая, что шлицы срезаются по их внутреннему диаметру) определяют по формуле
?ср = Mкр (dш.вн ? lшbшnш) = 367?(0,023,5/(0,117?0,0265?24))= 15МПа  [?ср] = 30 МПа
     3.Расчет осевых сил:
Q = 4Mкр? (dш.н + dш.вн ? ) Q = 4Mкр ? /(dшн + dшвн)= (4?367?0,2)/((26.5+23.5))=5,87.		
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
При этом коэффициент трения ? = 0,2,
Карданный шарнир неравных угловых скоростей рассчитывают в следующем порядке. 
     1.На шип крестовины карданного шарнира действует сила Р . Величина этой силы определяется по формуле
P=(M_max?i_1)/2R=(897?3,5)/(2?0,033)=47568 H

где R – расстояние от оси крестовины до середины шипа, R = 33 мм.
Сила Р действует на шип крестовины, вызывая его смятие, изгиб и срез. Напряжение смятия шипа не должно превышать 80 МПа, напряжение изгиба – 350 МПа, напряжение среза – 170 МПа.
     2. Напряжение смятия определяется по формуле
?_cмятие=P/(l?d)=47568/(0,013?0,016)=34 МПа
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
где d – диаметр шипа, d = 16 мм;
l – длина шипа, l = 13 мм.
     3. Момент сопротивления изгибу сечения шипа крестовины определяется по формуле
W=(?d^3)/32=(3,14??0,016?^3)/32=4,021??10?^(-7)
     4. Напряжение изгиба
?_изгиба=(P?l)/2W=(47568?0,013)/(2?4,021??10?^(-7) )=125 МПа
     5. Напряжение среза
?_среза=4P/(?d^2 )=(4?47568)/(3,14??0,016?^2 )=41 МПа
Как видно, все напряжения не превышают допустимые.
Силы Р, приложенные к шипам, также дают равнодействующую N, которая вызывает напряжения растяжения в сечении n-n. Для крестовины карданного шарнира ВАЗ-2121 площадь сечения, в котором возникают эти напряжения, F = 4,9 см2. 
     6. Растягивающие напряжения определяются по формуле
?=(?2?P)/F=(?2?47568)/(4,9??10?^(-4) )=2,4 МПа





5 Расчет дифференциала автомобиля ЛиАЗ 5256
5.1 Расчеты на работоспособность
     Расчетные нагрузки. Принимают Мд.р.=kдМemaxuк.пu0n.(u0n - передаточное число части главной передачи, расположенной до дифференциала) или по сцеплению с дорогой, если Мд.р > Мд.?
Используют те же материалы, что и для главной передачи.
Нагрузка на зубья сателлитов и полуосевых шестерен
Pсат = Мemax *u к.п.* u0  /(r1 * nсат)=897*5,62*5,44/(0,03*4)= 228531 Н
где r1=0,03м— радиус приложения силы); nсат — число сателлитов.
     Зубья шестерни с наименьшим числом зубьев рассчитывают на изгиб при  |?и| = 800 МПа
     Шип крестовины или оси сателлита рассчитывают: на смятие:
  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
?см = Pсат/ (dl1) = 228531/(0,033*0,044)=29 МПа , |?см| = 60 МПа,
на срез: 
?ср = Pсат/ (?d?) =228531/(3,14*0,0332)= 67 МПа , | ?ср | = 120 МПа
     Напряжение смятия оси сателлита в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы
Рд = Мemaxuк.п 1 u0/(r2 nсат)= 897*5,62*5,44/(0,04*4)= 171400 Н
где  r2=0,04м— радиус приложения силы
?см = Pд/ (dl2) = 171400 /(0,033*0,03)= 26 МПа, |?см| = 60 МПа.

Вывод : все условия выполнены. 

  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалять!
ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте выполнен тяговый расчет проектируемого автомобиля  ЛиАЗ 5256, с конструктивной разработкой коробки перемены передач(КПП).
На основании исходных данных и формул выполнен расчет и построена внешняя скоростная характеристика двигателя, на основании которой произведен расчет тягово-экономической характеристики автомобиля.
Выполнен расчет сцепления, КПП, карданной передачи, дифференциала
Рассчитанные характеристики в основном совпадают с характеристиками автомобиля-прототипа, полученные на стендовых испытаниях. В отдельных случаях они не совпадают из-за неточности расчета и износа автомобиля и испытательного оборудования.



  К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ


     Основная литература
	1. Лялин В.П. Теория автомобиля : учебное пособие для вузов [Гриф УМО] / Лялин В.П., Лялин К.В. –  ФГАОУ ВПО «Российский государственный профессионально-педагогический университет», 2014. – 405с. 
	2. Чмиль В.П. Автотранспортные средства :  учебное пособие [Гриф Минобрнауки РФ] / В. П. Чмиль, Ю. В. Чмиль [и др.]. – СПб. : Лань, 2011. – 336 с.       
      Дополнительная литература
     1. Лукин П.П. Конструирование и расчет автомобиля. Учебник для вузов / Лукин П.П. [и др.]. – М. : Машиностроение, 1984. – 376 с.
     2. Проектирование трансмиссий автомобиля : Справочник. Под общей ред. А.И. Гришкевич. – М. : Машиностроение. 1984. – 270 с.
     3. Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчета. В.В.Осепчугов, А.К.Фрумкин. М. : Машиностроение. 1989. – 270 с.
     4. Нарбут А.Н. Автомобили : Рабочие процессы и расчет механизмов и систем: учебник для вузов / А.Н.Нарбут. – М. : Издательский центр «Академия», 2007. – 256 с.




.......................