Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ИНСТИТУТ СЕРВИСА И ЭКОНОМИКИ
Кафедра «Технология обслуживания и ремонта транспортных средств»
Курсовой проект
АВТОСЕРВИС
Проектирование и расчёт автомобиля
Выполнил студент
Проверил:
Санкт - Петербург
2013
Содержание
Введение 3
1. Исходные данные для расчёта 4
2. Анализ особенностей существующих конструкций 5
3. Выбор варианта конструкции 14
4. Определение исходных параметров для расчёта 15
5. Расчёт коробки передач 19
Заключение 45
Список использованной литературы 46
Введение
В данной курсовой работе на основании полученных исходных данных будет выполнен расчёт коробки передач для автомобиля на грузовой платформе.
Предварительно будет выполнен анализ особенностей существующих конструкций коробки передач с приведением схем данных конструкций. На основании такого анализа будут составлены цели и задачи курсового проекта, которые получат дальнейшее раскрытие в расчётах.
Далее для разработки конструкции и выполнения расчётов коробки передач будут определены исходные параметры для расчёта.
Расчёт коробки передач для автомобиля на грузовой платформе и выполнение её чертежа являются основной задачей данной работы. В ходе решения такой задачи будут определены основные параметры коробки передач, выполнен кинематический и статический расчёты, а также произведён расчёт подшипников.
Решение основной задачи: проектирование коробки передач для автомобиля на грузовой платформе и будет являться целью данного курсового проекта.
1 Исходные данные для расчёта
Исходными данными для расчёта являются:
- максимальная скорость движения транспортного средства по горизонтальному участку дороги с твёрдым покрытием: Vmax=19,4 м/с;
- грузоподъёмность транспортного средства: Gгр=73,6 кН;
- вид транспортного средства: грузовая платформа;
- вид разрабатываемого механизма или агрегата: коробка передач.
2 Анализ особенностей существующих конструкций
Способность двигателей внутреннего сгорания приспосабливаться к изменениям внешней нагрузки по сравнению с поршневой паровой машиной или сериесным электромотором невелика. Это обстоятельство обусловило установку на автомобиле коробки передач, обеспечивающей необходимые тяговые усилия на ведущих колесах в разных режимах движения.
Рисунок 2.1 - Шестиступенчатая синхронизированная коробка передач Eaton-542SM
Благодаря коробке передач автомобиль может двигаться и с малой скоростью, и с максимальной. Она позволяет регулировать скорость в гораздо большем диапазоне, чем тот, который может обеспечить двигатель. Заметим также, что именно коробка передач дает возможность автомобилю двигаться задним ходом, и она же отсоединяет от ведущих колес двигатель при его пуске, на стоянке или при движении накатом.
Коробки передач грузовых автомобилей стараются разрабатывать так, чтобы они гарантировали машине необходимые динамические и экономические свойства, работали бесшумно, с высоким КПД, отличались надежностью, простотой обслуживания, имели по возможности малые габариты и массу, а также невысокую стоимость.
Рисунок 2.2 - Шестиступенчатая коробка передач фирмы Spicer, серии 5000
По способу изменения передаточных чисел коробки передач делятся на ступенчатые и бесступенчатые. Бесступенчатое изменение передаточного числа, как правило, достигается за счет гидротрансформатора, хотя на легких машинах могут использоваться и вариаторы, а на специальных шасси встречается объемный гидропривод. На концептуальных машинах можно найти и вовсе экзотические конструкции, но в эксплуатацию они, естественно, не попадают. Кроме того, коробки передач могут иметь неподвижные или вращающиеся (планетарные) оси валов, а также их комбинацию.
В последние годы изготовители грузовиков все больше внимания уделяют автоматизации процесса переключения передач. На грузовых автомобилях, работающих в городе, это кардинально улучшает условия труда водителя и, соответственно, положительно сказывается на безопасности движения. На магистральном транспорте автоматизация переключения передач еще и повышает эффективность перевозок, поскольку позволяет оптимизировать взаимодействие двигателя и трансмиссии.
Рисунок 2.3 - Пятиступенчатая коробка передач ZF S5-24 (для легких грузовиков)
Как компромиссный вариант, более дешевый, чем автоматические трансмиссии, все большее распространение получают полуавтоматические коробки, как правило, без гидротрансформатора. Они избавляют водителя от одной из наиболее энергоемких операций, связанных с переключением передач: или от выжима педали сцепления, или от собственно переключения, которое сводится к заданию передачи с помощью джойстика. Появились уже конструкции, например, Volvo I-Shift, работающие как полный автомат с гидротрансформатором. Заметим, что во всех трех случаях базовая коробка является механической.
Ступенчатые коробки передач, обладая большим КПД (при передаче полной мощности он составляет от 0,96 до 0,98), по конструкции проще бесступенчатых, дешевле в производстве и поддаются автоматизации процесса управления. Они-то и получили наибольшее распространение на грузовых автомобилях.
Необходимые динамические и экономические качества машины достигаются правильным выбором диапазона передаточных чисел в коробке передач, числом передач и тщательным подбором передаточного числа каждой из них. Диапазоном называют частное от деления передаточных чисел низшей и высшей передачи. Он должен быть тем больше, чем разнообразнее дорожные условия, в которых работает грузовой автомобиль, и меньше удельная мощность его двигателя.
Рисунок 2.4 - Пятиступенчатая коробка передач ZF S5-35
Для коммерческих автомобилей, работающих преимущественно в городских условиях, диапазон передаточных чисел современных коробок передач составляет 5,0 – 8,0; для магистральных тягачей и грузовых автомобилей повышенной проходимости он уже равен 10 – 20. Число передач в механических коробках грузовых автомобилей варьируется от 5 до 16.
Увеличение числа ступеней в коробке позволяет лучше использовать мощность двигателя, и соответственно, меньше расходовать топлива, повышает среднюю скорость движения, и как результат, большая производительность автомобиля и снижение стоимости перевозок. Отметим, что увеличение числа ступеней в коробке усложняет и утяжеляет ее, возрастают размеры и стоимость агрегата, усложняется привод управления коробкой.
При механическом приводе быстрое и безошибочное переключение шести передач прямого хода осуществить уже довольно трудно. Именно такое их количество сегодня принято считать предельным при ручном переключении. Дальнейшее увеличение числа передач требует усложнения привода или установки дополнительной коробки со своим независимым приводом, который используется сравнительно редко – только на определенных режимах движения.
Рисунок 2.5 - Двенадцатиступенчатая коробка передач фирмы ZF, состоящая из основной, шестиступенчатой коробки и двухступенчатого делителя
Одно время в коробках передач грузовиков широко применялась «ускоряющая» высшая передача, которая имела передаточное отношение 0,7 – 0,8. Считалось, что это позволяет полнее использовать мощность двигателя и снизить суммарное число оборотов коленвала на 1 км пути, и в конечном счете, экономить топливо. Однако эффект от их применения оказался сомнительным: по сравнению с прямой высшей передачей «ускоряющие» имели меньший КПД и вскоре от них отказались. Этому способствовал также рост удельных мощностей двигателей грузовых автомобилей.
К числу важнейших факторов, влияющих на КПД ступенчатых коробок передач, относятся правильный выбор кинематической схемы, от которой зависит число пар зубчатых колес, находящихся в зацеплении при передаче момента, а также частоты вращения, передаваемая мощность, эффективность системы смазки, точность изготовления зубчатых колес и деталей картера.
На грузовых автомобилях наибольшее распространение получили трехвальные коробки с прямой передачей, получающейся при соединении первичного и вторичного валов. По взаимному расположению ведущего и ведомого валов коробки передач разделяют на соосные и несоосные. Последние встречаются в основном на переднеприводных грузовых автомобилях.
Рисунок 2.6 - Задний демультипликатор с соосным отбором мощности на коробке передач ZF GG
Подавляющее большинство механических коробок передач выполняют с неразветвленным силовым потоком, так что через каждое включенное зубчатое зацепление проходит весь поток мощности. Встречаются, однако, коробки, в которых поток мощности делится на две или три ветви. В них больше зубчатых колес, которые имеют меньшие размеры, а следовательно, меньшие моменты инерции и окружные скорости. Применение таких схем объясняется желанием повысить срок службы трансмиссии при большой передаваемой мощности.
Многоступенчатые трансмиссии создают на базе основной четырех-, пяти- или шестиступенчатой базовой соосной трехвальной коробки, присоединяя к ней дополнительную коробку. Обычно она имеет две передачи (прямую и понижающую) и обеспечивает удвоение числа передач. Применение трехступенчатой дополнительной коробки позволяет утроить число передач базовой коробки. Водитель в обоих случаях использует два органа управления: один базовой, другой дополнительной коробкой.
Рисунок 2.7 - Десятиступенчатая коробка передач David Brawn, тип 557А
Если передаточное число пониженной передачи в дополнительной коробке достаточно большое, чтобы увеличить общий диапазон, по крайней мере, вдвое, ее называют «демультипликатор». Если же она почти не увеличивает общий диапазон, а служит для получения «половинок» между передачами основной коробки, ее называют «делителем», имея в виду, что она делит имеющийся диапазон на большее число ступеней. Сегодня к базовой коробке часто пристыковываются две дополнительных – и спереди, и сзади. Естественно, одна из них является демультипликатором, другая – делителем.
Делитель имеет простую конструкцию и минимальное число зубчатых колес. КПД коробки с делителем практически не отличается от КПД базовой коробки, так как сохраняется число зубчатых зацеплений, передающих силовой поток. При передней установке недостатком делителя является увеличение крутящего момента на входе базовой коробки, что заставляет использовать в ее качестве более мощный, и соответственно, тяжелый агрегат. Эту проблему можно решить, установив делитель сзади, однако там обычно оставляют место для демультипликатора, установка которого спереди практически исключена из-за большого передаточного числа низшей передачи.
Рисунок 2.8 - Двенадцатиступенчатая (4х3) коробка передач Spicer, модель 8512
Задний демультипликатор конструктивно может повторять делитель или выполняться планетарным. При этом не происходит увеличения нагрузок в базовой коробке. Его диапазон ограничивают 4,0, поскольку при больших величинах усложняется переключение ступеней.
Большой диапазон демультипликатора используют как для расширения общего диапазона многоступенчатой трансмиссии, так и для одновременного сокращения диапазона базовой коробки. Правда, в таком случае уменьшается унификация базовой коробки и коробки с редуктором, так как сокращенный диапазон не позволяет использовать ее без демультипликатора. Зато уменьшается крутящий момент на вторичном валу базовой коробки, и она может быть выполнена более компактной и легкой. Кроме того, значительно уплотняется ряд ее передаточных чисел, что облегчает как работу синхронизаторов (можно поставить их на все передачи), так и собственно переключение передач. Вместе с тем, при работе на низшей передаче демультипликатора КПД трансмиссии снижается на 3 – 4%. Применение в демультипликаторах планетарных рядов сделает конструкцию легче и компактнее.
В результате выполненного анализа особенностей существующих конструкций далее выберем вариант конструкции, проектирование и усовершенствование которой будем выполнять далее в работе.
3 Выбор варианта конструкции
В результате проведённого анализа существующих коробок передач для дальнейшего расчёта и проектирования выбираем коробку передач с тремя степенями свободы выполненную по двухвальной соосной схеме. В качестве прототипа автомобиля, для которого будем рассчитывать коробку передач принимаем грузовой автомобиль марки Камаз 55111.
Конструкция разрабатываемой коробки передач представлена в Приложении 1.
При принятии тех или иных конструктивных решений в ходе расчёта и проектирования коробки передач будем руководствоваться следующим:
- необходимостью использования стандартных узлов и деталей и ограниченную номенклатуру крепёжных деталей;
- соответствием конструктивных форм деталей условиям технологии е изготовления и последующей обработки, а также технологии сборки и разборки узла, в который они входят;
- экономичным расходованием материалов при обеспечении заданной прочности;
- удобством и качеством сборки и разборки узлов и деталей при минимальных затратах труда.
4 Определение исходных параметров для расчёта
Для разработки конструкции и выполнения соответствующих расчётов предварительно подберем и определим ряд параметров автомобиля, для которого будет разрабатываться коробка передач.
4.1 Определение полной массы автомобиля
Полную массу автомобиля определим по формуле:
где масса снаряженного автомобиля:;
здесь ηq=1,2 – коэффициент использования массы, принимаем на основании проведённого анализа аналогичных моделей грузовых автомобилей;
полезная нагрузка: ;
mп=75 кг – масса человека;
z=2 – число мест пассажиров;
mб=5 кг – масса багажа водителя и пассажира.
4.2 Подбор пневматических шин
Подбор шин проводим исходя из допустимой нагрузки на шину и соответствующей скорости движения автомобиля. Для определения допустимой нагрузки вычислим нагрузку на заднюю ось автомобиля по формуле:
где λк2=0,67 – коэффициент загрузки задней оси автомобиля принимаем в соответствии с Таблицей 2 [1];
λкg=1,2 – коэффициент увеличения нагрузки на заднюю ось при движении автомобиля согласно [с.10, 1];
- сила тяжести автомобиля;
n=4 – число шин на оси.
В соответствии с ГОСТ 5513-97 принимаем шины 11R22,5. Основные размеры принятой шины:
- d=1050 мм – посадочный диаметр обода колеса;
- В=279 мм – ширина профиля колеса.
Основным размером, используемым при дальнейших расчётах, является радиус колеса, катящегося без скольжения и определяемый по формуле:
где λш=0,96 – коэффициент деформации;
rс – свободный радиус колеса, определяемый по выражению:
4.3 Определение мощности двигателя и построение его характеристики
Подбор двигателя выполним исходя из баланса мощности по формуле:
где согласно [с. 11, 1] ψ=0,02 – комплексный коэффициент сопротивления дороги;
- коэффициент обтекаемости для грузовых автомобилей;
F=4,2 м² - лобовое сечение автомобиля;
ηтр=0,88 – КПД трансмиссии.
Максимальная мощность двигателя будет:
Максимальную частоту вращения вала двигателя определим из соотношения:
где nN=3450 об/мин – частота вращения при максимальной мощности согласно [с. 12, 1].
Для расчётного определения скоростной характеристики двигателя используем следующую формулу для дизеля:
где nх – текущее значение частоты вращения;
с1=0,5; с2=1,5 – постоянные коэффициенты для двигателя с неразделённой камерой сгорания.
Крутящий момент двигателя определим при тех же значениях текущей частоты вращения вала nх из соотношения:
Задаваясь частотой вращения двигателя от минимальной до максимальной, результаты расчёта текущего значения эффективной мощности Nex и крутящего момента двигателя Мx представим в Таблице 4.3.1. Минимальную частоту вращения вала двигателя принимаем согласно [с. 12, 1] nmin=800 об/мин.
Таблица 4.3.1 – Значения параметров внешней характеристики
|
n, об/мин |
800 |
1200 |
1600 |
2000 |
2400 |
2800 |
3200 |
3600 |
4000 |
|
Ne, кВт |
16 |
27,2 |
39,5 |
52 |
63,4 |
74,6 |
83 |
88 |
80 |
|
М, Нм |
191 |
216 |
236 |
248 |
252 |
254 |
248 |
234 |
215 |
По данным Таблицы 4.3.1 строим графики внешней характеристики двигателя на Рисунке 4.3.1.
Рисунок 4.3.1 – Внешняя характеристика двигателя
4.4 Определение необходимых передаточных чисел трансмиссии
Определение необходимых передаточных чисел трансмиссии будет выполнено далее при расчёте коробки передач автомобиля.
4.5 Выводы
Для дальнейшего расчёта на основании проделанного анализа особенностей конструкций коробок передач нами принята двухвальная коробка передач.
В результате дальнейшего расчёта принятой коробки передач будут решаться следующие задачи:
- расчёт основных параметров коробки передач по базовому размеру;
- кинематический расчёт;
- статический расчёт;
- расчёт элементов управления коробкой передач.
5 Расчёт коробки передач
5.1 Определение передаточного числа главной передачи
Передаточное число главной передачи выберем из условия обеспечения максимальной кинематической скорости автомобиля при максимальной частоте коленчатого вала двигателя на высшей передаче в коробке передач:
где ncmax=4000 об/мин – максимальная частота вращения двигателя;
rко=0,732 м – радиус качения колеса;
iкпв=1 – передаточное число высшей передачи;
Vкmax=19,4 м/с – максимальная кинематическая скорость.
5.2 Выбор числа ступеней и диапазона передаточных чисел коробки передач
Вопрос выбора числа ступеней достаточно сложен. Чем больше ступеней, тем больше степень использования мощности двигателя. С другой стороны, чем больше ступеней, тем дороже и сложнее трансмиссия и тем труднее задача водителя при выборе нужной передачи для конкретных дорожных условий.
Число ступеней коробки передач, а также соответствующий им диапазон передаточных чисел принимаем из Таблицы 1 [2]:
- число ступеней коробки передач: i=8;
- диапазон передаточных чисел: Dk=9.
5.3 Расчёт передаточного числа первой передачи коробки передач
Передаточное число первой передачи (низшей) коробки передач определим из трех условий:
- Первое условие – возможность преодоления заданного максимального дорожного сопротивления:
где Ψmax=0,38 – комплексный коэффициент сопротивления дороги;
Меmax=254 Нм – максимальный крутящий момент двигателя.
- Второе условие – возможность реализовать максимальное тяговое усилие по условиям сцепления колес с дорогой:
где φ=0,65 – коэффициент сцепления для сухого шоссе;
сцепная сила тяжести
где α1=1,2 – коэффициент перераспределённой нагрузки;
m2=8500 кг – сцепная масса.
- Третье условие – возможность движения с минимальной устойчивой скоростью:
где nе=800 об/мин – минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя при движении машины;
Vamin=2 м/с – минимально устойчивая скорость движения.
Передаточное число первой (низшей) передачи принимаем .
5.4 Определение передаточных чисел коробки передач на промежуточных передачах
Передаточные числа промежуточных передач определим по геометрической прогрессии по формуле:
где j – номер передачи;
n=8 – число передач;
Dк=9 – диапазон передаточных чисел коробки передач.
Результаты расчёта передаточных чисел промежуточных передач представлены в Таблице 5.4.1.
Таблица 5.4.1 – Передаточные числа промежуточных передач
|
j |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
iknj |
18 |
24 |
33 |
46 |
62 |
85 |
117 |
5.5 Определение передаточных чисел раздаточной коробки
В раздаточных коробках предусматриваются две передачи – высшая и низшая. Высшая передача является прямой и передаточное число её равно 1. Передаточное число низшей передачи определим из следующих условий:
- Из условия преодоления максимального подъёма:
- Из условия полного использования сцепной массы:
- Из условия минимальной скорости движения:
Передаточное число низшей передачи принимаем iр=1,7.
5.6 Выбор кинематической схемы коробки передач
При числе ступеней равной 8 принимаем коробку передач с 3 степенями свободы. Для получения определённой передачи в такой коробке передач включаются два элемента управления.
Коробка с тремя степенями свободы выполнена по двухвальной соосной схеме.
Принципиальная кинематическая схема разрабатываемой коробки передач представлена на Рисунке 5.6.1.
Рисунок 5.6.1 – Принципиальная кинематическая схема коробки передач
5.7 Расчёт основных параметров коробки передач
При проектировании коробок передач их основные размеры предварительно выберем на базе статистического анализа существующих конструкций, а затем уточним их на основании прочностных и геометрических проверочных расчётов.
5.7.1 Расчёт межосевого расстояния
Основные размеры и масса коробки передач определяются главным образом размерами зубчатых колёс, которые зависят от межосевого расстояния. Межосевое расстояние определим по следующему выражению:
5.7.2 Выбор основных параметров зубчатых колёс
Рабочую ширину зубчатых венцов для двухвальной коробки передач определим по соотношению:
Нормальный модуль зубчатых колёс коробки передач принимаем согласно Таблицы 2 [с.16; 2] mп=4,25 мм.
В проектируемой коробке передач используюем косозубые зубчатые колёса, что обеспечивает уменьшение шума и повышение прочности.
Далее принимаем предварительно угол наклона косозубых колёс согласно Таблицы 3 [с.17; 2] β=22º и рассчитываем сумму чисел зубьев в паре:
Принимаем zΣпр=44 и уточняем угол наклона зубьев по формуле:
Направление наклона зубьев для двухвальной коробки выбираем левым для зубчатого венца первичного вала и зубчатых колёс вторичного вала, правым – для зубчатых колёс промежуточного вала.
5.7.3 Определение габаритных размеров и массы коробки передач, диаметров валов, основных размеров подшипников
Поперечные габаритные размеры коробки передач предварительно определим по диаметрам зубчатых колёс, а также по расположению промежуточных зубчатых колёс передачи заднего хода и механизма переключения передач. Габаритный осевой размер картера предварительно будет:
Осевые размеры зубчатых муфт и синхронизаторов зависят от конструктивных особенностей. Двухсторонняя зубчатая муфта с синхронизаторами имеет осевой размер:
Предварительный расчёт массы синхронизированной двухвальной коробки передач проведём по следующему выражению:
где nс=8 – число ступеней коробки передач.
Размеры валов коробки передач выберем из условия обеспечения достаточной жёсткости. У шлицевой части первичного вала ориентировочно принимаем диаметр:
В средней части вторичного и промежуточного валов диаметр будет:
Предварительно габаритные размеры подшипников выберем с учётом допустимых размеров отверстий в картере. Для этого будем ориентировочно руководствоваться следующими соотношениями основных размеров в долях межосевого расстояния согласно [с. 20; 2]:
- подшипник задний первичного вала:
- подшипник задний вторичного вала:
- подшипник передний промежуточного вала:
- подшипник задний промежуточного вала:
По условию необходимой жёсткости картера перемычка между соседними отверстиями под подшипники в стенке картера принимаем:
Диаметр шейки вторичного вала под передний подшипник принимаем равным:
5.8 Кинематический расчёт
Целью кинематического расчёта является определение для каждой пары зубчатых колёс чисел зубьев, удовлетворяющих передаточным числам.
В проектируемой двухвальной коробке передач крутящий момент передаётся последовательно через две пары зубчатых колёс – пару привода промежуточного вала с передаточным числом iп и выходную пару j-ой передачи с передаточным числом ij. Значение iп при переходе от одной передачи к другой остаётся неизменным, изменяются лишь значения ij. Значение iп определим исходя из ранее определённого передаточного числа первой передачи iкп1.
Число зубьев ведущей шестерни первой передачи принимаем согласно Таблицы 5 [с. 22; 2] zвщ1=14.
Число зубьев ведомого колеса первой передачи будет:
Тогда
Значения передаточных чисел ij будут:
Далее определим числа зубьев для каждой пары зубчатых колёс на основании решения следующей системы:
Получаем:
Результаты расчёта чисел зубьев зубчатых колёс представлены в Таблице 5.8.1, а также уточнённые значения передаточных чисел, определённые по формуле:
Таблица 5.8.1 – Числа зубьев
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
30 |
33 |
35 |
37 |
39 |
40 |
41 |
42 |
|
|
14 |
11 |
9 |
7 |
5 |
4 |
3 |
2 |
|
|
ij |
2,15 |
3 |
3,9 |
5,3 |
7,8 |
10 |
13,7 |
21 |
5.9 Статический расчёт коробки передач
Задачей данного расчёта является расчёт элементов коробки передач на прочность, износостойкость, долговечность.
5.9.1 Расчёт зубчатых колёс
5.9.1.1 Геометрический расчёт зубчатых колёс
Торцовый модуль для косозубых зубчатых колёс определим по формуле:
Диаметры делительной окружности зубчатых колёс определяются по формулам:
Результаты расчёта делительных диаметров ведомого и ведущего зубчатых колёс представлены в Таблице 5.9.1.
Таблица 5.9.1 – Делительные диаметры
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
,мм |
135 |
148,5 |
157,5 |
166,5 |
175,5 |
180 |
184,5 |
189 |
|
,мм |
63 |
49,5 |
40,5 |
31,5 |
22,5 |
18 |
13,5 |
9 |
Диаметры окружностей выступов зубчатых колёс определяются по формулам:
где f0=1 – коэффициент высоты зуба в нормальном сечении принимаем согласно [c.24; 2].
Результаты расчёта диаметров окружностей выступов ведомого и ведущего зубчатых колёс представлены в Таблице 5.9.2.
Таблица 5.9.2 – Диаметры окружностей выступов
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
,мм |
144 |
157,5 |
166,5 |
175,5 |
184,5 |
189 |
193,5 |
198 |
|
,мм |
72 |
58,5 |
49,5 |
40,5 |
31,5 |
27 |
22,5 |
18 |
5.9.1.2 расчёт зубьев шестерен на прочность
В данной работе необходимо выполнить расчёт на сопротивление зубьев пиковым нагрузкам. Задачей данного расчёта является определение напряжения изгиба и контактных напряжений в зубчатых колёсах.
Напряжение изгиба определим для наиболее нагруженной шестерни (первой передачи) по формуле:
где М=254 Нм – крутящий момент, передаваемый рассчитываемым колесом;
Rр=1,12 – коэффициент режима работы;
Rе=1,6 – коэффициент;
Z=14 – число зубьев шестерни;
b=22 мм – ширина венца;
у=0,07 – коэффициент формы зуба, принимаемый в соответствии с графиком на Рисунке 10 [с. 26; 2];
скоростной коэффициент:
- допускаемое напряжение изгиба, принятое согласно Таблицы 8 [с. 38; 2] исходя из материала шестерни – стали 35Х.
Расчёт на напряжения изгиба показал большой запас прочности зубьев шестерни.
5.9.2 Расчёт реакций опор валов коробки передач
Задачей данного расчёта является определение направлений действия и значений усилий в опорах валов, т. е. опорных реакций.
Для проектируемой двухвальной сосной коробки передач определение реакций на опорах проводим в определённом порядке: сначала для вторичного вала, затем для промежуточного и первичного последовательно на каждой из передач. Расчёт начнём с определения окружной, радиальной и осевой сил, действующих в полюсах зацепления шестерён.
Окружную силу j-й ступени определим по формуле:
Осевую силу j-й ступени определим по формуле:
Радиальную силу j-й ступени определим по формуле:
где βj=22,2º - угол наклона зубьев на j-й передачи, одинаков для всех зубчатых колёс;
αj=20º - угол профиля зуба на j-й передачи, одинаков для всех зубчатых колёс;
mnj=4,25 – нормальный модуль шестерни на j-й передачи, одинаков для всех зубчатых колёс;
iкпj – передаточное число коробки передач на j-й передачи;
rвмj – делительный радиус ведомого зубчатого колеса на j-й передачи.
Результаты расчёта окружной, радиальной и осевой сил представим в Таблице 5.9.3.
Таблица 5.9.3 – Значения окружной, радиальной и осевой сил
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
21,6 |
27,2 |
34 |
44,5 |
58,5 |
77,2 |
103,5 |
138 |
|
, Н |
7,8 |
9,8 |
12,2 |
16 |
21,1 |
27,8 |
37,3 |
49,7 |
|
, Н |
7,6 |
9,5 |
11,9 |
15,6 |
20,5 |
27 |
36,2 |
48,3 |
Расчётные схемы валов для определения реакций в опорах представлены на Рисунках 5.9.1, 5.9.2, 5.9.3.
Составим уравнения суммы моментов относительно опор в плоскости действия окружной, радиальной и осевой сил в соответствии со схемой на Рисунке 5.9.1:
где l=350 мм – длина валов;
αj – расстояние от опоры В до j-й передачи.
Результаты расчёта реакций опор приведены в Таблице 5.9.4.
Таблица 5.9.4 – Реакции опор
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
1,2 |
1,6 |
2 |
2,5 |
3,3 |
4,4 |
5,9 |
7,9 |
|
, Н |
20,4 |
25,6 |
32 |
42 |
55,2 |
72,8 |
97,6 |
130,1 |
|
, Н |
1,9 |
2,6 |
3,4 |
4,7 |
6,5 |
8,7 |
11,9 |
16,2 |
|
, Н |
5,7 |
6,9 |
8,5 |
10,9 |
14 |
18,3 |
24,3 |
32,1 |
Суммарные радиальные реакции на опорах вторичного вала определим по формулам:
Результаты расчёта суммарных радиальных реакций опор приведены в Таблице 5.9.5.
Таблица 5.9.5 – Суммарные радиальные реакции опор
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
2,2 |
3,1 |
3,9 |
5,3 |
7,3 |
9,8 |
13,3 |
18 |
|
, Н |
21,2 |
26,5 |
33,1 |
43,4 |
56,9 |
75,1 |
100,6 |
134 |
Так как осевая сила на j-ой передаче действует в осевом направлении только на одну опору, а другие являются плавающими, то общая реакция на опоре B составит:
Результаты расчёта общей реакции на опоре В приведены в Таблице 5.9.6.
Таблица 5.9.6 – Общая реакция на опоре В
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
22,6 |
28,3 |
35,3 |
46,3 |
60,7 |
80,1 |
107,3 |
143 |
Составим уравнения суммы моментов относительно опор в плоскости действия окружной, радиальной и осевой сил в соответствии со схемой на Рисунке 5.9.2:
где l=350 мм – длина валов;
αj - расстояние от опоры D до j-й передачи вторичного вала;
βj - расстояние от опоры D до j-й передачи промежуточного вала.
Результаты расчёта реакций опор приведены в Таблице 5.9.7.
Таблица 5.9.7 – Реакции опор
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
1,2 |
1,6 |
2 |
2,5 |
3,3 |
4,4 |
5,9 |
7,9 |
|
, Н |
-1,2 |
-1,6 |
-2 |
-2,5 |
-3,3 |
-4,4 |
-5,9 |
-7,9 |
|
, Н |
-0,4 |
-0,7 |
-1,4 |
-2,2 |
-3,4 |
-4,9 |
-7 |
-10 |
|
, Н |
0,4 |
0,7 |
1,4 |
2,2 |
3,4 |
4,9 |
7 |
10 |
Суммарные радиальные реакции на опорах вторичного вала определим по формулам:
Результаты расчёта суммарных радиальных реакций опор приведены в Таблице 5.9.8.
Таблица 5.9.8 – Суммарные радиальные реакции опор
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
1,3 |
1,7 |
2,4 |
3,3 |
4,7 |
6,6 |
9,2 |
12,7 |
|
, Н |
1,3 |
1,7 |
2,4 |
3,3 |
4,7 |
6,6 |
9,2 |
12,7 |
Так как осевая сила на j-ой передаче действует в осевом направлении только на одну опору, а другие являются плавающими, то общая реакция на опоре B составит:
Результаты расчёта общей реакции на опоре D приведены в Таблице 5.9.9.
Таблица 5.9.9 – Общая реакция на опоре D
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
7,9 |
9,9 |
12,4 |
16,3 |
21,6 |
28,6 |
38,4 |
51,3 |
Составим уравнения суммы моментов относительно опор в плоскости действия окружной, радиальной и осевой сил в соответствии со схемой на Рисунке 5.9.3:
где l=350 мм – длина валов;
αj - расстояние от опоры F до j-й передачи вторичного вала;
βj - расстояние от опоры F до j-й передачи промежуточного вала.
Результаты расчёта реакций опор приведены в Таблице 5.9.10.
Таблица 5.9.10 – Реакции опор
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
-2,4 |
-3 |
-3,8 |
-4,9 |
-6,5 |
-8,6 |
-11,5 |
-15,3 |
|
, Н |
22,8 |
28,6 |
35,8 |
46,9 |
61,7 |
81,4 |
109,1 |
145,4 |
|
, Н |
-0,2 |
-0,3 |
-0,7 |
-1,1 |
-1,7 |
-2,4 |
-3,4 |
-4,9 |
|
, Н |
7,8 |
9,8 |
12,6 |
16,7 |
22,2 |
29,4 |
39,6 |
52,2 |
Суммарные радиальные реакции на опорах вторичного вала определим по формулам:
Результаты расчёта суммарных радиальных реакций опор приведены в Таблице 5.9.11.
Таблица 5.9.11 – Суммарные радиальные реакции опор
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
2,4 |
3 |
3,9 |
5 |
6,7 |
8,9 |
12 |
16,1 |
|
, Н |
24,1 |
30,2 |
38 |
49,8 |
65,6 |
86,5 |
116,1 |
154,5 |
Так как осевая сила на j-ой передаче действует в осевом направлении только на одну опору, а другие являются плавающими, то общая реакция на опоре B составит:
Результаты расчёта общей реакции на опоре F приведены в Таблице 5.9.12.
Таблица 5.9.12 – Общая реакция на опоре F
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, Н |
25,3 |
31,7 |
39,9 |
52,3 |
68,9 |
90,9 |
121,9 |
162,3 |
5.10 Расчёт подшипников
Подшипники для коробок передач применяют, как правило однорядные радиальные шарико- и роликоподшипники легкой и средней серии. Радиально-упорные подшипники применяют для одной из опор.
Основными причинами выбраковки подшипников являются: усталостное выкрашивание на рабочих поверхностях деталей; истирание основных деталей до величины, препятствующей дельнейшей работе подшипника; чрезмерное смятие рабочих поверхностей; задиры и изломы. Общепринятый метод расчета, по которому производится выбор подшипников, основан на учете усталостного износа и отчасти на учете смятия рабочих поверхностей. Истирание и задиры могут быть исключены за счет эффективного уплотнения и надлежащей смазки. Таким образом, имеет два вида расчета подшипников качения: на долговечность и статическое нагружение. Первый является основным для подшипников, вращающихся под нагрузкой; второй - для подшипников воспринимающих внешнюю нагрузку без относительного вращения колец. Например, в условиях статического нагружения работают подшипники ступиц зубчатых колес постоянного зацепления вторичного вала КП.
Для выбора типа и размеров подшипника необходимо знать следующее:
- величину и направление, действующей нагрузки (радиальная, осевая, комбинированная);
- характер нагрузки (постоянная, переменная, ударная);
- частоту вращения вращающегося кольца подшипника;
- необходимая долговечность (желаемый срок службы в часах);
- требования, предъявляемые к подшипнику конструкцией узла и окружающей среды;
- приемлемая стоимость подшипника.
5.10.1 Выбор подшипников и расчёт подшипников на долговечность
Подшипники трансмиссии работают при переменной частоте вращения, которая зависит не только от изменения частоты вращения двигателя, но и от номера включенной передачи, а также при переменных нагрузках, которые зависят от величины крутящего момента развиваемого двигателем, номера включенной передачи и вала, на котором они находятся. Все это учтём при расчете подшипников на долговечность.
При определении радиальных и осевых нагрузок, действующих на подшипники (опоры) в качестве передаваемого крутящего момента ранее бралось максимальное значение крутящего момента двигателя. При расчете подшипников на долговечность примем так называемый расчетный крутящие момент равный:
где а - коэффициент использования крутящего момента, который зависит от ряда факторов, в том числе и от удельной мощности автомобиля. Для уменьшения объема расчетной работы примем его равным единице.
Как отмечалось выше, на подшипники действуют не статические силы, а динамические, а также ряд факторов, которые необходимо учесть при расчете (например, фактор безопасности, температурный и др.). Приведённую нагрузку определим по формуле:
где Fэпр - эквивалентная приведенная динамическая нагрузка; Кб - коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических нагрузок:
где Кд1 = 1,2 для заднего подшипника вторичного вала; Кд2=1,1 для остальных подшипников. Кт - коэффициент температуры, учитывающий влияние теплового режима работы подшипников на долговечность. Так как температура не превышает 100°С, то Кт=1. Км=1,2 - коэффициент материала, учитывающий влияние поверхностной твердости деталей, выполняющих роль беговых дорожек.
Эквивалентная динамическая нагрузка учитывает тип подшипника, схему их установки и нагружения.
Для радиальных и радиально-упорных подшипников эквивалентная нагрузка на j-й передаче будет:
при
где X и Y –коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: e – параметр осевого нагружения (их значения приводятся в ГОСТ 18855-22) представим в Таблице 5.10.1.
Таблица 5.10.1 – Коэффициенты
|
Подшипник |
Х |
Y |
е |
|
1 |
0 |
2,3 |
0,19 |
|
2 |
0 |
2,16 |
0,2 |
|
3 |
0 |
2,02 |
0,22 |
|
4 |
0 |
1,85 |
0,24 |
|
5 |
0 |
1,66 |
0,27 |
|
6 |
0 |
1,48 |
0,29 |
|
7 |
0 |
1,39 |
0,32 |
|
8 |
0 |
1,31 |
0,34 |
V=1 - коэффициент вращения;
и - соответственно радиальная и осевая нагрузки, действующие на опоры рассчитываемых валов. В зависимости от включенной передачи с учетом ранее принятого обозначения расчёт эквивалентной нагрузки для каждой из передач выполним в Таблицах 5.10.2 – 5.10.7.
Таблица 5.10.2 – Эквивалентная нагрузка при
|
j |
Qj, Н |
, Н |
Fэj, Н |
|
|
1 |
7,8 |
2,2 |
17,9 |
1,54≥0,19 |
|
2 |
9,8 |
3,1 |
21,2 |
1,46≥0,2 |
|
3 |
12,2 |
3,9 |
24,6 |
1,55≥0,22 |
|
4 |
16 |
5,3 |
29,6 |
1,63≥0,24 |
|
5 |
21,1 |
7,3 |
35 |
1,74≥0,27 |
|
6 |
27,8 |
9,8 |
41,1 |
1,92≥0,29 |
|
7 |
37,3 |
13,3 |
51,8 |
2,02≥0,32 |
|
8 |
49,7 |
18 |
65,1 |
2,11≥0,34 |
Таблица 5.10.3 – Эквивалентная нагрузка при
|
j |
Qj, Н |
, Н |
Fэj, Н |
|
|
1 |
7,8 |
21,2 |
17,9 |
0,19≥0,19 |
|
2 |
9,8 |
26,5 |
21,2 |
0,21≥0,2 |
|
3 |
12,2 |
33,1 |
24,6 |
0,24≥0,22 |
|
4 |
16 |
43,4 |
29,6 |
0,25≥0,24 |
|
5 |
21,1 |
56,9 |
35 |
0,28≥0,27 |
|
6 |
27,8 |
75,1 |
41,1 |
0,31≥0,29 |
|
7 |
37,3 |
100,6 |
51,8 |
0,33≥0,32 |
|
8 |
49,7 |
134 |
65,1 |
0,35≥0,34 |
Таблица 5.10.4 – Эквивалентная нагрузка при
|
j |
Qj, Н |
, Н |
Fэj, Н |
|
|
1 |
7,8 |
1,3 |
17,9 |
2,6≥0,19 |
|
2 |
9,8 |
1,7 |
21,2 |
2,65≥0,2 |
|
3 |
12,2 |
2,4 |
24,6 |
2,5≥0,22 |
|
4 |
16 |
3,3 |
29,6 |
2,6≥0,24 |
|
5 |
21,1 |
4,7 |
35 |
2,7≥0,27 |
|
6 |
27,8 |
6,6 |
41,1 |
2,85≥0,29 |
|
7 |
37,3 |
9,2 |
51,8 |
2,91≥0,32 |
|
8 |
49,7 |
12,7 |
65,1 |
2,98≥0,34 |
Таблица 5.10.5 – Эквивалентная нагрузка при
|
j |
Qj, Н |
, Н |
Fэj, Н |
|
|
1 |
7,8 |
1,3 |
17,9 |
2,6≥0,19 |
|
2 |
9,8 |
1,7 |
21,2 |
2,65≥0,2 |
|
3 |
12,2 |
2,4 |
24,6 |
2,5≥0,22 |
|
4 |
16 |
3,3 |
29,6 |
2,6≥0,24 |
|
5 |
21,1 |
4,7 |
35 |
2,7≥0,27 |
|
6 |
27,8 |
6,6 |
41,1 |
2,85≥0,29 |
|
7 |
37,3 |
9,2 |
51,8 |
2,91≥0,32 |
|
8 |
49,7 |
12,7 |
65,1 |
2,98≥0,34 |
Таблица 5.10.6 – Эквивалентная нагрузка при
|
j |
Qj, Н |
, Н |
Fэj, Н |
|
|
1 |
7,8 |
2,4 |
17,9 |
1,42≥0,19 |
|
2 |
9,8 |
3 |
21,2 |
1,5≥0,2 |
|
3 |
12,2 |
3,9 |
24,6 |
1,54≥0,22 |
|
4 |
16 |
5 |
29,6 |
1,72≥0,24 |
|
5 |
21,1 |
6,7 |
35 |
1,9≥0,27 |
|
6 |
27,8 |
8,9 |
41,1 |
2,11≥0,29 |
|
7 |
37,3 |
12 |
51,8 |
2,23≥0,32 |
|
8 |
49,7 |
16,1 |
65,1 |
2,35≥0,34 |
Таблица 5.10.7 – Эквивалентная нагрузка при
|
j |
Qj, Н |
, Н |
Fэj, Н |
|
|
1 |
7,8 |
24,1 |
17,9 |
0,2≥0,19 |
|
2 |
9,8 |
30,2 |
21,2 |
0,21≥0,2 |
|
3 |
12,2 |
38 |
24,6 |
0,23≥0,22 |
|
4 |
16 |
49,8 |
29,6 |
0,25≥0,24 |
|
5 |
21,1 |
65,6 |
35 |
0,28≥0,27 |
|
6 |
27,8 |
86,5 |
41,1 |
0,3≥0,29 |
|
7 |
37,3 |
116,1 |
51,8 |
0,33≥0,32 |
|
8 |
49,7 |
154,5 |
65,1 |
0,35≥0,34 |
Так как подшипники работают при включении различных передач в определенное время, то необходимо рассчитать приведенную эквивалентную нагрузку, учитывающую это обстоятельство. Она равна:
где βj - эквивалентная частота вращения на j-ой передаче рассчитана в Таблице 5.10.10:
m - показатель степени, для шарикоподшипников m=3;
αj - продолжительность работы в долях общего срока службы соответствующие величин равны относительному пробегу автомобиля на различных передачах % принимаем в соответствии с Таблицей 7 [с. 33; 2]:
α1=0,4; α2=0,8; α3=1,2; α4=2,6; α5=6; α6=14; α7=25; α8=50.
Тогда для заднего подшипника первичного вала приведенная динамическая эквивалентная нагрузка будет:
Средняя скорость автомобиля равна:
Тогда расчётная скорость автомобиля на j-й передаче будет:
Результаты расчёта скорости автомобиля представлены в Таблице 5.10.8.
Таблица 5.10.8 – Скорости автомобиля на j-й передаче
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, км/ч |
2 |
3,1 |
4,3 |
5,4 |
7,9 |
10,8 |
14 |
19,5 |
Соответственно расчётная частота вращения входного (первичного) вала определим по формуле:
Результаты расчёта частоты вращения входного вала представлены в Таблице 5.10.9.
Таблица 5.10.9 – Частота вращения входного вала
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, об/мин |
2436 |
2436 |
2436 |
2436 |
2436 |
2436 |
2436 |
2436 |
Таблица 5.10.10 – Эквивалентная частота вращения
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
0,3 |
0,5 |
0,65 |
0,8 |
1 |
1,15 |
1,3 |
1,65 |
Приведённая эквивалентная нагрузка будет:
Далее определяем приведённую нагрузку по формуле:
и результаты расчёта приводим в Таблице 5.10.11.
Таблица 5.10.11 – Приведённая нагрузка
|
Первичный вал |
Вторичный вал |
|||
|
, Н |
419 |
419 |
300 |
300 |
При этом частота вращения первичного вала остается постоянной, независимо от включенной передачи, а для выходного вала он изменяется, поэтому рассчитываем эквивалентную частоту вращения:
Результаты расчёта эквивалентной частоты вращения представлены в Таблице 5.10.9.
Таблица 5.10.12 – Эквивалентная частота вращения
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
, об/мин |
116 |
178 |
244 |
312 |
460 |
625 |
812 |
1133 |
Количество работы на каждой из передач определим по формуле:
При задаваемом ресурсе работы SΣ=400 для грузовых автомобилей [с. 36; 2] результаты расчёта работы представим в Таблице 5.10.13.
Таблица 5.10.13 – Количество работы
|
j |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
h |
80 |
103 |
112 |
192 |
304 |
519 |
714 |
1026 |
Так как при работе на прямой передаче нагрузка, действующая на подшипники мало и мы приняли допущение, что она равна нулю, то общее число часов работы каждого вала будет равняться сумме часов работы на каждой из передач, кроме прямой.
Требуемый коэффициент работоспособности на первичном и на вторичном валах будет:
Результаты расчёта коэффициента работоспособности представим в Таблице 5.10.14.
Таблица 5.10.14 – Коэффициент работоспособности
|
Первичный вал |
Вторичный вал |
|||||||
|
С |
353 |
414 |
422 |
460 |
214 |
275 |
297 |
365 |
Принимаем подшипники:
С39/630М радиально-упорные тип/серия 75;
С3192М радиально-упорные тип/серия 73;
С30/670М радиальные тип/серия 36;
С31/530М радиальные тип/серия 36.
5.10.2 Расчёт подшипников при статическом нагружении
Работоспособность подшипника при статическом нагружении обеспечивается, если выполняется условие:
Эквивалентная статическая нагрузка будет:
при этом коэффициенты нагрузок соответственно Х0= 0,5; Y0=0,42.
Результаты расчёта эквивалентной статической нагрузки представлены в Таблице 5.10.15.
Таблица 5.10.15 – Эквивалентная статическая нагрузка
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
|
53,4 |
41,6 |
32,2 |
26,4 |
21,5 |
17,4 |
14,7 |
12,3 |
5.10.3 Посадки подшипников
Выбор подшипника, т.е. его сопряжений с валом и с корпусом зависит от характера, величины и направления действующих нагрузок, типа, размеров, способов установки и класса точности подшипника, и от других факторов.
Посадка колец подшипника на вал и в корпус зависит от того, какое кольцо вращается. Вращающееся кольцо всегда устанавливаются с натягом, а неподвижное и с небольшим зазором.
При установке вала на двух подшипниках необходимо принять меры, чтобы при температурном удлинении вала не произошло защемление тел качения. В этом случае один из подшипников жестко закрепляется на валу и в корпусе в осевом направлении, а другой делают «плавающим», т.е. дают ему возможность перемещаться вдоль оси вала.
5.10.4 Материалы и общие условия
Для зубчатых колес трансмиссии автомобилей применяем легированные конструкционную сталь 35Х. Термической обработкой достигается высокая твердость рабочих поверхностей зубьев и необходимая прочность их вязкой сердцевины. Хромистая сталь с содержанием углерода 0,35% и более (35Х) подвергается цианированию на глубину 0,4...0,7 мм.
Заключение
В результате проделанной работы нами был выполнен анализ особенностей существующих конструкций коробок передач, на основании которого был выбран вариант конструкции проектируемой коробки передач.
Определение полной массы автомобиля, подбор пневматических шин и определение мощности двигателя с построением характеристик двигателя позволили определиться с окончательными исходными данными для расчёта коробки передач.
В ходе расчёта коробки передач нами были определены передаточные числа коробки передач, её основные параметры и размеры зубчатых колёс и валов. Расчёт зубчатых колёс на прочность и определение реакций опор валов коробки передач позволили подобрать подшипники и выполнить проверочный расчет на прочность и долговечность.
В результате проделанной работы нами выполнен чертёж коробки передач с учётом эффективности её обслуживания, эксплуатации и ремонта.
Список использованной литературы
1. А. А. Капустин, В. Т. Каширин, Д. В. Мельников – «Проектирование и расчёт автомобиля (общий раздел)», уч. пособие, СПб 2001 г.
2. А. А. Капустин, В. Т. Каширин, Д. В. Мельников – «Проектирование и расчёт автомобиля (Раздел II. Трансмиссии и коробки передач)», уч. пособие, СПб 2001 г..