Карданна передача

V, км / год 

SHAPE \ * MERGEFORMAT

Ψ ₂ 

Ψ ₁ 

g _п, л/100км 

Малюнок 8 - Паливно-економічна характеристика проектованого автомобіля 

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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