Содержание
1. Расчет показателей эксплуатационных свойств автомобиля
1.1 Определение параметров двигателя
1.2 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя
1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии
1.4 Расчет тягового баланса автомобиля
1.5 Расчет мощностного баланса автомобиля
1.6 Расчет динамической характеристики автомобиля
1.7 Расчет ускорений автомобиля
1.8 Расчет времени и пути разгона автомобиля
1.9 Расчет топливной экономичности автомобиля
2. Обзор конструкции проектируемой карданной передачи
3. Проектирование карданной передачи
3.1 Определение геометрических параметров передачи
3.2 Определение размеров поперечного сечения карданного вала
3.3 Расчёт критической частоты вращения карданного вала
3.4 Определение геометрических параметров трёхшарнирной карданной передачи
3.5 Определение размеров карданного шарнира
3.6 Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъёмность и долговечность
Заключение
Список используемой литературы

1 Расчёт показателей эксплуатационных свойств автомобиля
1.1 Определение параметров двигателя
К параметрам двигателя, определяемым в данном подразделе, относятся минимальная и максимальная частоты вращения коленвала, вращающий момент и мощность двигателя, развиваемая во всем диапазоне частот вращения коленвала. Указанные параметры определяются по эмпирическим формулам, полученным на основе анализа существующих конструкций двигателей. Исходными данными для определения перечисленных параметров двигателя проектируемого автомобиля являются:
–      тип двигателя – карбюраторный;
–      частота вращения коленвала при максимальной мощности (n_eN)=3000 об/мин;
–      грузоподъемность – 4000 кг;
–      пассажировместимость - 2 человека.
Минимально устойчивую частоту вращения коленвала двигателя n_emin принимаем по рекомендациям (грузовые автомобили с карбюраторным двигателем):
n_{e min} =500…600 об/мин;
Принимаю n_{e min} =500 об/мин.
Максимальную частоту вращения коленвала двигателя принимаем в зависимости от номинальной n_eN по соотношениям:
грузовые автомобили n_{e max} = n_{e N}
n_emax =3000 об/мин.
Для определения мощности двигателя проектируемого автомобиля необходимо оценить его предполагаемый собственный и полный вес.
Собственный вес автомобиля определяется по эмпирической зависимости:
для грузовых автомобилей [кг], где
k _c - коэффициент снаряженного веса;
m_г- масса груза, перевозимого автомобилем, [кг].
Значение коэффициента приведено в таблице 1.
Таблица 1 – Значения коэффициента  для грузовых автомобилей

Параметр	Значения параметра
mа, кг	1000	2000	4000	6000	8000	10000
k c	1,25	0,8	0,75	0,8	0,85	0.9

m_г = 4000 кг
k_c = 0.75
m_a = 0.75*4000 = 3000 кг.
Полная масса автомобиля определяется по следующей зависимости
, кг
где m_б - масса багажа пассажиров, кг; m_б = 0
n – количество пассажиров; n = 2
m = 3000 +(75+0)*2+4000 = 7150 кг
При движении автомобиля затрачивается мощность на преодоление сил сопротивления дороги (N_Ψ) и сил сопротивления воздуха (N_W). Суммарная мощность затрачиваемая на движение полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью по горизонтальной дороге определяется по формуле 1
, кВт (1)

где D _min - минимальное значение динамического фактора, ;
для грузовых автомобилей и автобусов выбирается в интервале значений 0,030…0,045 . Принимаю D _min = 0.030 ;
- максимальная скорость автомобиля по заданию на проектирование, км/ч, =100 км/ч;
k - коэффициент обтекаемости автомобиля, , для грузовых автомобилей k = 0,5…0,65 . Принимаю = 0,5
F- лобовая площадь автомобиля, м²; на этапе проектирования можно принимать ориентировочные значения лобовой площади автомобиля:
для грузовых автомобилей F =3…5, м².
При известных габаритных размерах автомобиля или его аналога лобовая площадь автомобиля может быть определена по формуле
F = 0,78В_аН_а, м²,
где В_а и Н_а - габаритные размеры автомобиля по ширине и высоте соответственно, м².
F = 0,78*2,38*2,22=4,12, м².
N_ψ + N_W = ((7150+0)*0,30*100)/367+0,5*4,12*100³/46700=102 кВт.
Требуемая для движения полностью груженого автомобиля с максимальной скоростью по горизонтальной дороге мощность двигателя определится по формуле 2
, кВт (2)

где η_тр- КПД трансмиссии автомобиля, на этапе проектирования принимается для грузовых автомобилей η_тр = 0,85…0,9. Принимаю η_тр = 0,85
N_eVmax =102/0,85= 120 кВт
Максимальная мощность двигателя проектируемого автомобиля может быть определена из формулы Лейдермана 3.

,кВт

(3)

где a, b, c - коэффициенты уравнения Лейдермана; для карбюраторных двигателей a=b=c=1;
n_emax - максимальная частота вращения коленвала двигателя, об/мин;
n_eN - частота вращения коленвала при максимальной мощности двигателя, об/мин
N_{e max} = 120/(1+1–1) = 120 кВт
1.2 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя
Внешняя скоростная характеристика двигателя представляет собой зависимость мощности и вращающего момента на выходном конце коленвала двигателя от частоты вращения коленвала при полностью открытой дроссельной заслонке или полностью выдвинутой рейке топливного насоса высокого давления. Зависимость между мощностью, развиваемой двигателем, и частотой вращения коленчатого вала двигателя описывается с помощью уравнения Лейдермана-4, имеющего следующий вид:

, кВт

(4)

где n_e - текущая частота вращения коленвала двигателя, для которой определяется мощность, об/мин.
N_e1 = 120[0,166+0,027 – 0,0046] =22,69, кВт
N_e2 = 120[0,33+0,11 – 0,037] = 48,89, кВт
N_e3 = 120[0,5+0,25 – 0,125] = 75, кВт
N_e4 = 120[0,66+0,44 – 0,296] = 97,81, кВт
N_e5 = 120[0,833+0,694 – 0,579] = 113,8, кВт
N_e5 = 120[1+1 – 1] = 120, кВт
Вращающий момент на выходном конце коленвала двигателя при различных частотах его вращения может быть определен по формуле-5, устанавливающей зависимость между вращающим моментом, мощностью и частотой вращения для любого вала.
, Нм (5)
М_е1 = 9555,3*(22,69/500) = 433,6 Нм
М_е2 = 9555,3*(48,89/1000) = 467 Нм
М_е3 = 9555,3*(75/1500) = 478 Нм
М_е4 = 9555,3*(97,81/2000) = 467 Нм
М_е5 = 9555,3*(113,8/2500) = 435 Нм
М_е6 = 9555,3*(120/3000) = 382,2 Нм
Для построения внешней скоростной характеристики двигателя весь диапазон частот вращения коленвала двигателя от n_min до n_max разбивается на 5–6 интервалов размером по 300-500 об/мин таким образом, чтобы номинальная частота вращения коленвала n_N и максимальная n_max являлись границами одного или разных интервалов, при этом размеры интервалов, в которых n_N и n_max являются границами, могут отличаться. По формулам 4 и 5 определяются значения N_e и M_e для частот вращения коленвала n_e, являющихся границами интервалов, и по полученным результатам строится внешняя скоростная характеристика двигателя.
Результаты расчетов по формулам 4 и 5 записываем в таблицу форма которой приведена ниже.
Таблица 2 – Расчет мощности N_e и вращающего момента M_e на коленвалу двигателя при различных частотах вращения n_e.

	ne min					ne N	ne max
ne, об/мин	500	1000	1500	2000	2500	3000	3000
Ne, кВт	22,69	48,89	75	97,81	113,8	120	120
Me, Нм	433,6	467	478	467	435	382,2	382,2

M_emax= 478 Нм, при n_eM= 1500 об/мин.
По полученным значениям N_e и M_e на листе миллиметровой бумаги в масштабе строим внешнюю скоростную характеристику двигателя проектируемого автомобиля, а также определяем частоту вращения коленвала n_eM, при которой развивается максимальный вращающий момент M_emax на выходном конце коленчатого вала. Значения n_eM и M_emax необходимо записать после таблицы 2. Форма внешней скоростной характеристики двигателя приведена на рисунке 1.

 SHAPE  \* MERGEFORMAT

Me max

Ne max

ne , об/мин

ne max

ne N

ne M

ne min

Рисунок 1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя.
1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии
Динамические качества автомобиля определяются во многом числом ступеней КПП, передаточными числами КПП и главной передачи. С целью определения числа ступеней и передаточных чисел трансмиссии необходимо в первую очередь определиться со схемой трансмиссии и представить её на рисунке в пояснительной записке. Например, схему трансмиссии классической компоновки можно представить так, как на рисунке 2.
 SHAPE  \* MERGEFORMAT

Двигатель

Сцепление

КПП

Карданная передача

Главная передача и дифференциал

Рисунок 2 – Схема трансмиссии проектируемого автомобиля.

Второй этап в решении задачи определения передаточных чисел трансмиссии заключается в подборе шин для проектируемого автомобиля. Тип шин подбирается по максимальной нагрузке, приходящейся на неё и максимальной скорости автомобиля V_max. Для определения нагрузок на шины передней и задних осей определяются нагрузки на оси автомобиля из выражения 6
, Н (6)
где G₁₍₂₎ - нагрузка, приходящаяся на переднюю-1 или заднюю-2 оси, Н;
g - ускорение свободного падения, м/с² (g =9,81 м/с²);
х₁₍₂₎ - часть полного веса автомобиля, приходящегося на переднюю 1 или задние 2 оси автомобиля,%.
У грузовых автомобилей при полном использовании грузоподъёмности 20-30% полного веса приходится на переднюю ось и 70-80% на задние (х₁=20-30%, х₂=70-80%). При затруднении в выборе нагрузок на оси проектируемого автомобиля следует воспользоваться распределением полного веса по осям у автомобиля аналога. Выбираем полный вес на переднюю ось x₁ = 30%, на заднюю ось x₂ = 70%.
G₁ = 7150*9,8*(30/100)= 21021 Н
G₂ = 7150*9,8*(70/100)= 49049 Н
Если после выполнения расчета окажется что нагрузка, приходящаяся на заднюю ось G₂, значительно превышает нагрузку, приходящуюся на переднюю ось G₁, то, для исключения значительного недогруза шин передней оси, следует увеличить число колес на задней оси, применив двухскатные колеса, либо увеличить число задних осей. Нагрузку, приходящуюся на шины передней и задних осей, определяют из выражения-7.
, Н (7)
где a₁₍₂₎ - число передних-1 или задних-2 осей на автомобиле;
b₁₍₂₎ - число колес на передней-1 или задней-2 оси автомобиля;
G_ш1=21021/1*2=10511 Н
G_ш1=49049/1*4=12262 Н
Выбор типа шины производим по рекомендациям литературного источника [3], по наиболее нагруженной шине и максимальной допустимой скорости движения на которую рассчитана эта шина. Типоразмер выбранной шины, допускаемую нагрузку и скорость движения на которую рассчитана шина, а также другие параметры шины приводим в пояснительной записке в виде таблицы -3
Таблица 3 – Характеристика шин проектируемого автомобиля.

Марка шины	Допустимая нагрузка на шину, [G], Н	Максимально допустимая скорость,[V],км/ч	Диаметр обода колеса, d, ״	Ширина профиля шины, B, ״	Отношение высоты профиля шины К ширине шины, Н/B	Высота профиля шины, H, ״	Статический радиус шины, м
220-508	11500	100	20	8,25	1	8,25	0,443

Отношение высоты профиля шины к ширине профиля Н/В, для шин грузовых автомобилей составляет 1 и поэтому Н=В.
Радиус качения колеса в с шиной выбранной марки определится по формуле-8

r_k=0,0127(d+1,7H), м (8)
где d - диаметр обода колеса, дюймы (״);
H - высота профиля шины, дюймы (״);
r_k = 0,0127(20+1,7∙8,25) = 0,43 м.
Передаточное число главной передачи автомобиля определяется из условия обеспечения заданной максимальной скорости движения автомобиля V_max на высшей передаче из выражения-9
, (9)
где u_k- передаточное число коробки передач на высшей передаче.
u₀ = 0,377*0,43*3000/1*100 = 4,9
КПП проектируемого автомобиля не имеет ускоряющую передачу, поэтому u_k = 1
Передаточное число первой передачи КПП определяется из условия преодоления автомобилем максимального сопротивления дороги. При этом используется формула-10
, (10)
где Ψ_max - максимальный коэффициент сопротивления дороги, преодолеваемой автомобилем на первой передаче (Ψ_max = 0,3…0,4).
Принимаю Ψ_max = 0,4.
М_еmax- максимальный вращающий момент, развиваемый двигателем, Нм (М_еmax = 478 Нм).
η_тр - КПД трансмиссии автомобиля (η_тр = 0,85)
u_k1 = 0,4*0,437150*9,8/478*4,9*0,85= 6,4
Полученное значение передаточного числа первой передачи КПП следует проверить по условию сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой (на отсутствие буксования). Сцепление ведущих колес с дорогой будет обеспечено, если выполняется условие
P_{T max}  P_сц
где P_{T max} – максимальная сила тяги на ведущих колесах автомобиля, Н.
P_{T max} определяется по формуле-11
, Н (11)
P_{T max} = 478*6,4*4,9*0,85/0,43= 29631, Н
Р_сц – сила сцепления шин с дорогой, Н;
,
где φ - коэффициент сцепления шин с дорогой, φ=0,6…0,8.
Принимаю φ = 0,6
- сцепной вес автомобиля, Н;
для заднеприводных автомобилей G_сц=G₂
где m₂- коэффициенты перераспределения нормальных реакций; при трогании автомобиля с места m₂=1,2.
G_сц = 49049*1,2 = 58858,8, Н
Р_сц = 0,6*58858,8 = 35315,3, Н
P_{T max} ≤ P_сц – условие выполняется
В случае не выполнения условия сцепления ведущих колес автомобиля с дорогой при принятом передаточном числе КПП все последующие прочностные расчеты механизмов трансмиссии следует вести по силе сцепления колес с дорогой G_сц.
Принятое передаточное число первой передачи КПП u_k1 является основой для нахождения передаточных чисел других передач КПП. Для их нахождения необходимо определиться с числом ступеней КПП проектируемого автомобиля. В учебных целях рекомендуется принимать 4…5 ступеней, а при больших значениях максимальной скорости автомобиля (> 120 км/ч) следует применять ускоряющую высшую передачу с передаточным числом 0,7…0,8. Передаточные числа II, III и других передач КПП определяются по формуле-12
Принимаю 4-х ступенчатую КПП
, (12)
где - число ступеней КПП без учета ускоряющей передачи при её наличии;
 - порядковый номер передачи.
u_k2 = 3,4
u_k3 = 1,9
u_k4 = 1
1.4 Расчет тягового баланса автомобиля
Движение автомобиля по дороге возможно только в том случае, если сила тяги, развиваемая на ведущих колесах автомобиля, больше или равна сумме сил дорожных сопротивлений. Если величина силы тяги P_Т превышает сумму сил дорожных сопротивлений, то этот запас используется либо на ускорение автомобиля, либо на буксировку автомобилем дополнительного груза. Математически это положение описывается с помощью уравнения тягового баланса автомобиля. Уравнение тягового баланса автомобиля имеет следующий вид

V, км/ч

 SHAPE  \* MERGEFORMAT

Ψ2

Ψ1

gп, л/100км

Рисунок 8 – Топливно-экономическая характеристика проектируемого автомобиля

2. Обзор конструкции проектируемой карданной передачи
Карданная передача автомобиля-аналога (ГАЗ-53А) состоит из двух последовательно соединённых валов: промежуточного вала и основного.
Необходимость в двух последовательно соединённых валах определяется критической частотой вращения вала при определённом диаметре трубы (75 мм).
Промежуточный и основной карданные валы – открытого типа, трубчатые с тремя шарнирами неравных угловых скоростей. Промежуточный карданный вал имеет дополнительную опору с креплением на поперечине рамы.
Длина промежуточного вала между центрами карданных шарниров равна 1234 мм, длина основного вала 1295 мм.
Промежуточный карданный вал представляет собой тонкостенную трубу, с одного конца которой запрессована и приварена вилка карданного шарнира, с другой – шлицевая втулка. Вилка карданного шарнира – кованная, стальная; шлицевая втулка изготовлена из бесшовной стальной трубы. В шлицевую втулку входит скользящая вилка, которая установлена в шлицевой втулке таким образом, что ушки приварной и скользящей вилок находятся в одной плоскости. Вилки должны быть расположены в одной плоскости. Допускаемое отклонение не более 2^о. соблюдение этого условия обеспечивает равномерное вращение ведомого и ведущего валов, соединённых двумя шарнирами с неравными угловыми скоростями.
Подвижные шлицевое соединение промежуточного вала необходимо для обеспечения изменения длины промежуточного вала, которая связана с перемещением заднего моста по дуге окружности вверх и вниз при движении автомобиля, то есть при перемещении заднего моста вверх и вниз уменьшается или увеличивается расстояние между передним и средним шарниром карданной передачи. Рабочая длина шлицев в зацеплении всегда остаётся постоянной.
От загрязнения шлицевого соединения и для удержания смазки в шлицах на торце шлицевой втулки установлено специальное уплотнение, которая состоит из внутреннего и наружного резинового колец, разделённых разрезными стальными шайбами.
На переднем конце промежуточного вала расположен карданный шарнир, фланец которого соединён с муфтой фланца коробки передач четырьмя болтами. Карданный шарнир состоит из двух вилок и крестовины, на шипах которой находятся игольчатые подшипники. Игольчатые подшипники входят в отверстия ушков вилок, удерживаются в них крышками, которые прикреплены к вилкам двумя болтами.
Каждый подшипник имеет 26 игольчатых ролика, в которые в стакане подшипника удерживаются шайбой и колпачком, напрессованным на стакан.
В карданные шарниры с дополнительным уплотнением в игольчатые подшипники закладывают высококачественную консистентную смазку, не требующую регулярного добавления в процессе эксплуатации, в связи с чем отсутствуют пресс-маслёнки крестовин шарниров. Смену смазки в карданных шарнирах следует производить через 6 ТО-2, но не реже одного раза в 3 года.
Основной карданный вал представляет собой так же тонкостенную трубу одинакового сечения с трубой промежуточного вала, с обеих сторон которой запрессованы и приварены одинаковые вилки карданных шарниров. Вилки расположены в одной плоскости, чем обеспечивается равномерное вращение валов. Фланец заднего шарнира карданной передачи крепится 4 болтами к фланцу ведущей шестерни заднего моста.
Подшипник опоры смазывают консистентной смазкой через пресс-маслёнку, ввёрнутую в отверстие нижней части задней обоймы сальника. Для выхода воздуха из полости, заполняемой смазкой, в обойме сальника имеются два небольших отверстия.
При изготовлении карданную передачу (промежуточный и основной вал в сборе) динамически балансируют на специальных станках. Дисбаланс устраняют приваркой пластин по концам труб. Допускается дисбаланс не более 50 гс*см, а число привариваемых пластин на каждом конце не более 3.
Карданные шарниры обеспечивают наибольший угол качения от средней оси в каждую сторону, равный 21^о.

3 Проектирование карданной передачи
3.1 Определение геометрических параметров передачи
При курсовом проектировании, в отсутствие готовой компоновки автомобиля, длину карданной передачи в учебных целях следует принимать равной половине базы автомобиля-прототипа:
l=0,5*L (3.1.1)
где L – база автомобиля-прототипа, мм (L=3700 мм)
l=3700*0,5= 1850 мм
γ_о, γ_ст – углы наклона карданного вала при статических прогибах подвески автомобиля f_о и f_ст от нагрузки соответственно порожнего автомобиля с номинальной нагрузкой;
γ_д – угол наклона карданного вала при динамическом прогибе подвески автомобиля f_д под действием возмущающей силы от неровностей дороги;
∆_о, ∆ - перемещение ведущего моста автомобиля от номинального положения до крайних верхнего и нижнего положения;
Н – высота между осями шарниров карданной передачи у силового агрегата автомобиля и у ведущего моста при номинальной нагрузке.
Статический прогиб подвески f_ст ведущего моста автомобиля при номинальной нагрузке можно определить, исходя из частоты собственных колебаний подвески. В отсутствие этих данных рекомендуется принимать f_ст для грузовых автомобилей f_ст=60-80 мм. Принимаю f_ст=80 мм.
Динамический прогиб подвески f_д, связанный с действием на автомобиль возмущающей силы от неровностей дороги, принимается равным:
- для грузовых автомобилей f_д= f_ст. f_д =80 мм.
Уравнение зависимости прогиба подвески от нагрузки, приходящейся на её упругий элемент, представлено формулой:
lnR_Z=f/f_о+ lnR_Zо-1 (3.1.2)
где R_Z – нагрузка на упругий элемент подвески ведущего моста при прогибе подвески f. При f_д= f_ст=80 мм. Выразим f_о.
R_Z=G₂/2 (3.1.3)
где G₂ – номинальная нагрузка на ведущую ось автомобиля,Н (G₂= 49049Н);
R_Zо – нагрузка на упругий элемент подвески ведущего моста при прогибе f_о, Н:
R_Z= 49049/2 = 24525 Н
R_Zо=((m_а*g)/2)*(x₂/100) (3.1.4)
где m_а – снаряженная масса автомобиля (m_а = 3000 кг);
х₂ – снаряженная масса автомобиля, приходящаяся на ведущий мост (70%).
R_Zо=(3000*9,8/2)*(70/100)=10290 Н
Подсчитаем значение f_о:
f_о= f_ст / (ln R_Z – ln R_Zо +1) (3.1.5)

f_о= 80/(ln24525 – ln10290+1) = 80/(10,11 – 9,24 +1) =80/1,87= 42,8 =43 мм
Перемещение ведущего моста автомобиля от номинального положения до крайнего нижнего
∆_о=f_ст – f_о (3.1.6)
∆_о=80-43=37 мм
Перемещение ведущего моста автомобиля от номинального положения до крайнего верхнего
∆=f_д (3.1.7)
∆=f_д=80 мм
Расстояние между осями валов силового агрегата автомобиля и ведущего моста при номинальной нагрузке
Н=l*tgγ_ст (3.1.8) (принимаю γ_ст=4)
Н=1850*tg4^о=1850*0,07=129,5 мм
Угол наклона карданного вала при динамическом прогибе подвески ведущего моста:
γ_д=arctg((H - ∆)/l) (3.1.9)
При этом должно выполняться соотношение γ_д>1^о

γ_д= arctg ((129,5 - 37)/1850) = 2,862^о =2,9^о
Угол наклона карданного вала на порожнем автомобиле определяется по формуле:
γ_о=arctg((H + ∆_о)/l) (3.1.10)
γ_о= arctg((129,5 + 37)/1850) = 5,14^о
При этом должно выполняться соотношение γ_д= (4÷6)^о.
3.2 Определение размеров поперечного сечения карданного вала
Наружный диаметр трубы карданного вала определяется по формуле:
D= ((16*М_max)/(π*(1-С⁴)*[τ_к]))^⅓ (3.2.1)
где М_max – наибольший вращающий момент, передаваемый карданным валом, Нмм.
Этот момент принимается равным меньшему из двух моментов:
- максимальному моменту, передаваемому от двигателя при включённой 1-ой передаче:
М_max=М_Кmax*и₁ (3.2.2)
- моменту, определённому по силе сцепления шин с дорогой при коэффициенте сцепления φ=0,6-0,8:
М_max=(G₂*m₂*r_к/u_о)*φ (3.2.3)

Величинами, входящими в формулы (3.2.2) и (3.2.3), являются:
М_Кmax – максимальный крутящийся момент двигателя, (478000 Нмм);
G₂ – нагрузка на ведущий (задний) мост автомобиля, (49049 Н);
и₁ – передаточное число КПП на 1-ой передаче (6,4);
и_о – передаточное число главной передачи (4,9);
m₂ – коэффициент перераспределения нагрузки на ведущий (задний) мост при движении автомобиля (0,7);
r_к – радиус качения 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 – коэффициент, равный отношению внутреннего диаметра трубы D_в к наружному:
С= D_в/D (3.2.4)
(для тонкостенных труб карданных валов С=0,9-0,95)
Принимаю С=0,90
[r_к] – допускаемое напряжение для материала трубы карданного вала на кручение, МПа
r_к=(0,55-0,6)[δ_р] (3.2.5)
Принимаю r_к=0,6[δ_р]
r_к=0,6*[200]=120 МПа

где [δ_р] - допускаемое напряжение для материала трубы карданного вала на растяжение, МПа. Принимаю [δ_р]=200
Трубы карданных валов отечественных и зарубежных автомобилей изготавливают из малоуглеродистых сталей Ст 15, 20, 30, для которых [δ_р]=120-200 МПа.
Подсчитываем внутренний диаметр трубы:
D_в=D*С (3.2.6)
D_в=67,020*0,90=60,318 =60,32 мм
и толщину стенки трубы:
S=(D - D_в)/2 (3.2.7)
S=(67,020-60,32)/2= 3,35
На основании ГОСТ 8734-75 «Трубы стальные бесшовные холоднодеформированные» выбираю наружный диаметр трубы 68 мм, толщину стенки трубы 4,0 мм.
3.3 Расчёт критической частоты вращения карданного вала
Для полого вала, при условии, что он на всей длине имеет постоянное сечение, критическую частоту n_кр, об/мин, определяют по формуле:
n_кр=12*10⁴*((D²+D_в²) ^½/l_в² ≥1,2*n_max (3.3.1)
где l_в – длина карданного вала, измеренная между осями карданных шарниров, м.

l_в= l /соsγ_о (3.3.2)
l_в=1,850/соs 5,14 = 1,85749 мм = 1,86 м.
n_max – максимальная частота вращения карданного вала, об/мин:
n_max = n_еmax / и_высш (3.3.3)
n_max =3000/1=3000 об/мин
n_еmax – максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, (3000 об/мин);
и_высш – передаточное число КПП автомобиля на высшей передаче (при прямой высшей передаче и_высш=1)
n_кр=12*10⁴*((0,067² + 0,06²) ^½/1,86² = 3120 об/мин.
Критическая частота находится в пределах рабочих частот вращения карданного вала. Значит чтобы повысить жёсткость карданного вала и сократить его длину примем значение l_в/2 или l_в/3.
Для l_в/2=1857,49/2= 0,929 м:
n_кр=12*10⁴*((0,067² + 0,06²) ^½/ 0,929² = 12505 об/мин.
Условие n_кр ≥1,2*n_max выполняется (так как 12505≥3600 об/мин).
Выбираю для дальнейшей разработки схему трёхшарнирной карданной передачи по варианту - а, где l_в/2.

3.4 Определение геометрических параметров трёхшарнирной карданной передачи
cosγ₁*cosγ₂=cosγ₃ (3.4.1)
Величину угла γ₁ следует изменять в диапазоне от 1^о до 5^о, оптимальными значениями углов γ₂, γ₃ и γ₄ будут значения, заключённые в интервале 4^о-6^о или с минимальными отклонениями от этого интервала.
Возвышение первого шарнира передачи над вторым
∆Н₁₂= l₁₂*tgγ₁ (3.4.2)
где – l₁₂ – расстояние между первым и вторым шарнирами передачи, мм (l₁₂= l/2 значит, l₁₂= 1,850/2 = 0,925 м =925 мм).
Для угла - 1^о: ∆Н₁₂=925*tg 1^о = 16,15 мм
Для угла - 2^о: ∆Н₁₂=925*tg 2^о = 32,30 мм
Для угла - 3^о: ∆Н₁₂=925*tg 3^о = 48,48 мм
Для угла - 4^о: ∆Н₁₂=925*tg 4^о = 64,68 мм
Для угла - 5^о: ∆Н₁₂=925*tg 5^о = 80,93 мм.
Возвышение второго шарнира передачи над третьим
∆Н₂₃=Н - ∆Н₁₂ (3.4.3)
где Н – высота между осями шарниров карданной передачи у силового агрегата и у ведущего моста, мм.
Для угла - 1^о: ∆Н₂₃=129,5 - 16,15 = 113,35 мм
Для угла - 2^о: ∆Н₂₃=129,5 - 32,30 = 97,2 мм
Для угла - 3^о: ∆Н₂₃=129,5 - 48,48= 81,02 мм
Для угла - 4^о: ∆Н₂₃=129,5 - 64,68= 64,82 мм
Для угла - 5^о: ∆Н₂₃=129,5 - 80,93= 48,57 мм
Угол наклона второго вала передачи по отношению к горизонту
γ_∑= arctg(∆H₂₃/l₂₃) (3.4.4)
где l₂₃ – расстояние между вторым и третьим шарниром, мм (l₂₃= l /3)
Для угла - 1^о: γ_∑= arctg(113,35/925) = 7,0^о
Для угла - 2^о: γ_∑= arctg(97,2/925) = 6,0^о
Для угла - 3^о: γ_∑= arctg(81,02/925) = 5,0^о
Для угла - 4^о: γ_∑= arctg(64,82/925) = 4,0^о
Для угла - 5^о: γ_∑= arctg(48,57/925) = 3,0^о
Угол наклона второго вала передач по отношению к первому
γ₂= γ_∑ -γ₁ (3.4.5)
Для угла - 1^о: γ₂=7^о – 1^о = 6^о
Для угла - 2^о: γ₂=6^о – 2^о = 4^о
Для угла - 3^о: γ₂=5^о – 3^о = 2^о
Для угла - 4^о: γ₂=4^о – 4^о = 0^о
Для угла - 5^о: γ₂=3^о – 5^о = - 2^о.
так как нулевое и отрицательное значение угла для проектируемой карданной передачи быть не может, значит, дальнейшие расчёты для этого угла производить не будем).
Угол наклона второго вала по отношению к ведомому валу передачи из условия равномерного вращения ведомого вала
γ₃= arccos(cosγ₁*cosγ₂) (3.4.6)
Для угла - 1^о: γ₃= arccos(cos1^о cos6^о) = 6,1^о
Для угла - 2^о: γ₃= arccos(cos2^о cos4^о) = 4^о
Для угла - 3^о: γ₃= arccos(cos3^о cos2^о) = 3,6^о
Угол наклона оси ведущего моста по отношению к горизонту
γ₄= γ_∑ -γ₃ (3.4.7)
Для угла - 1^о: γ₄=7^о - 6,1^о = 0,9^о =1^о
Для угла - 2^о: γ₄=6^о - 4^о = 2^о
Для угла - 3^о: γ₄=5^о - 3,6^о = 1,4^о
Таблица 2.4.1 – расчёт углов установки карданных валов трёхшарнирной карданной передачи

γ1, град	∆Н12,мм	∆Н23, мм	γ∑, град	γ2, град	γ3, град	γ4, град
1о	16,15	113,35	7о	6о	6,1о	1о
2о	32,30	97,2	6о	4о	4о	2о
3о	48,48	81,02	5о	2о	3,6о	1,4о
4о	64,68	64,82	4о	0о	-	-
5о	80,93	48,57	3о	-2о	-	-

3.5 Определение размеров карданного шарнира
В качестве определяющего размера крестовины принят размер между торцами шипов Н, через который выражены все другие размеры крестовины типового карданного шарнира: диаметр шипа d_ш, длина шипа l_ш, расстояние от оси крестовины до середины шипа R:

dш=0,229*Н
lш = 0,169*Н	(3.5.1)
R=0,411*Н

Н=7,3* (К*М_max)^⅓ (3.5.2)
где М_max – наибольший вращающий момент, передаваемый карданным валом, (2410 Нм).
К – коэффициент нагрузки (для автомобилей с бензиновыми двигателями К=1).

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

По размерам шипа крестовины определяют размеры деталей игольчатых подшипников карданного шарнира. В этих подшипниках в качестве тел качения используются иглы, длина которых принимается равной длине шипа крестовины, а диаметр определяется по соотношению
δ= (0,05-0,1)*d_ш (3.5.3)
принимаю δ=0,1*d_ш
δ=0,1*23= 2,3

Подсчитанный диаметр иглы не соответствует ГОСТ 6870-81 «Подшипники качения. Ролики игольчатые. Технические условия» [5], поэтому выбираю δ= 2,5 мм.
Необходимое число игл в подшипнике предварительно определяется по формуле
Z'=π(d_ш/δ+1) (3.5.4)
Z'=3,14*((23/2,5)+1)= 32,2
Окончательно в подшипнике принимается целое число игл Z (Z=33). При этом обязательно должно соблюдаться условие
Z' –Z=0,4÷0,8 (3.5.5)
Z' –Z=33-32,2=0,8 - условие выполняется.
3.6 Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъёмность и долговечность
Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъёмность заключается в проверке соблюдения условия
Р_max≤ [С_о] (3.6.1)
где Р_max – максимальная сила, приложенная к игольчатому подшипнику в средней точке шипа крестовины, Н:
Р_max=М_max/(Н- l_ш) (3.6.2)

где М_max – наибольший вращающий момент, передаваемый карданным валом, Нмм (М_max=2410408 Нмм);
Р_max=2410408 / (97,8-16,53)=29341,1 Н
[С_о] – статическая грузоподъёмность игольчатого подшипника, Н. При твёрдости поверхности беговых дорожек игл НRС 60-62
[С_о] = 79,0*((Z*δ*l_ш)((n_м/u₁)*tgγ_max)^⅓) (3.6.3)
29341,1 ≤ 29389,0 – условие выполняется
где n_м – частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном вращающем моменте, об/мин (3000 об/мин);
γ_max – максимальный угол наклона карданного вала в передаче при номинальной нагрузке, град. Для трёхшарнирной карданной передачи γ_max принимается равным максимальному из трёх углов γ₁ γ₂ или γ₃ (γ_max=6^о).
[С_о] =79,0*((33*2,5*16,53)(3000/6,4)*0,1051)= 29389,0 Н.
Долговечность игольчатых подшипников карданного шарнира определяется по формуле
L_h=100/(а₁/L_h1 +а₂/L_h2 +а₃/L_h3 +…) (3.6.4)
где α_i – продолжительность работы подшипника на I, II, III, IV передачах в% от общей продолжительности работы карданной передачи; принимается в зависимости от типа автомобиля и числа передач в КПП по данным табл. 3.6.1;
L_hi–долговечность подшипника в режиме работы на I, II, III, IV передачах, ч:
L_hi= (1,5*10⁶/(n_мi*tgγ_max))*[(С*(Н-l_ш))/ М_{i max}]^10/3 (3.6.5)
где n_мi – частота вращения карданного вала на i-ой передаче при числе оборотов коленчатого вала, соответствующем максимальному крутящему моменту двигателя:
n_мi=n_м/и_i (3.6.6)
где и_i – передаточное число i-ой передачи 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 – динамическая грузоподъёмность подшипника, 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} – наибольший вращающий момент, передаваемый карданным валом на i-ой передаче, Нмм;
М_{i max} = М_кmax* и_i (3.6.8)
М_1max=478000*6,4=3059200
М_2max=478000*3,4=1625200
М_3max=478000*1,9=908200
М_4max=478000*1=478000
Определяем L_hi–долговечность подшипника в режиме работы на I, II, III, IV передачах, ч:
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
Расчёт долговечности подшипника при работе на каждом режиме целесообразно привести в виде табл. 3.6.2
Таблица 3.6.2 – Расчёт долговечности игольчатого подшипника карданного шарнира при работе на различных передачах КПП

Номер передачи	иi	nмi, об/мин	Мi max, Нмм	Lhi, ч
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

Определяем долговечность игольчатых подшипников карданного шарнира по формуле
L_h=100 / (1/4752,73+3/20793,9+21/80841,9+75/361473,1)=121409 ч

Определённая по формуле (3.6.4) долговечность игольчатого подшипника не должна быть требуемой долговечности [L_h], определяемой по формуле:
[L_h]= L_кр/v_эксп (3.6.9)
где L_кр – пробег автомобиля или отдельного агрегата до капитального ремонта, км. Для современных отечественных автомобилей L_кр=200000-300000 км. Принимаю L_кр=300 000 км
v_эксп – средняя эксплуатационная скорость автомобиля, км/ч (для грузовых автомобилей v_эксп=30 км/ч)
[L_h]= 300000/30=10000 ч.
Условие L_h>[L_h] соблюдается (121409 ч>10000 ч)

Заключение
В результате выполненных расчетов определены числовые значения показателей эксплуатационных свойств и построены графики изменения эксплуатационных свойств проектируемого автомобиля в зависимости от изменения его скорости движения. Определён максимальный вращающийся момент на коленвалу двигателя M_emax= 478 Нм, при n_eM= 1500 об/мин, а также мощность автомобиля, которая составила 120 КВт.
Несмотря на то, что показатели эксплуатационных свойств автомобиля определены только для одного режима работы двигателя автомобиля (работа с полностью открытой дроссельной заслонкой), они имеют большое практическое значение. Некоторые показатели используются для оценки технического уровня вновь проектируемого автомобиля (например, время и путь разгона автомобиля до максимальной скорости, топливно-экономическая характеристика). Другие – являются исходными данными для проектирования механизмов и систем автомобиля, на основании которых во второй части настоящего проекта разработана карданная передача проектируемого автомобиля (определены геометрические размеры, статический прогиб подвески f_ст ведущего моста автомобиля при номинальной нагрузке, а так же долговечность подшипника, которая составила 159236 ч).

Литература, используемая при работе над проектом
1.  Бухарин Н.А., Прозоров В.С., Щукин М.М., Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля. Учебное пособие для вузов. Л.,, 1973 г.
2.  Иванов В.В., Илларионов В.А., Морин М.М. Основные теории автомобиля и трактора. М. «Высшая школа», 1997 г.
3.  Краткий автомобильный справочник НИИАТ.
4.  Лукин П.П., Гаспарянс Г.А. Расчёт и конструирование автомобиля. М, «Машиностроение».
5.  ГОСТ 8734-75 «Трубы стальные бесшовные холоднодеформированные».
6.  ГОСТ 6870-81 «Подшипники качения. Ролики игольчатые. Технические условия».