Инженерный расчет тягово-динамических и топливно-экономических свойств автомобиля УАЗ-2206 и проектирование механической коробки перемены передач

Введение и обоснование исходных данных для проекта

Спроектировать и рассчитать автомобиль — значит выйти за рамки простого конструирования. Это процесс, требующий глубокого понимания взаимосвязи между мощностными характеристиками двигателя, параметрами трансмиссии и эксплуатационными свойствами транспортного средства. В контексте инженерного анализа, автомобиль, особенно такой утилитарный и специализированный, как УАЗ-2206 («Буханка»), выступает сложной динамической системой, эффективность которой определяется точным балансом силовых и экономических показателей. Следовательно, каждый параметр, от полной массы до фактора обтекаемости, имеет критическое значение для конечного результата.

Целью данного расчетно-графического проекта является выполнение комплексного инженерного анализа эксплуатационных свойств автомобиля УАЗ-2206. Мы проведем полный тягово-динамический и топливно-экономический расчет, а также спроектируем и выполним расчет на прочность ключевого агрегата — механической коробки перемены передач (КПП). Результаты расчетов позволят оценить способность автомобиля к преодолению сопротивлений, его динамичность и экономичность, а также подтвердить надежность спроектированных элементов трансмиссии в соответствии с нормативными требованиями.

Исходные технические параметры автомобиля УАЗ-2206

Точность инженерного расчета критически зависит от корректности исходных данных. УАЗ-2206, как автомобиль повышенной проходимости, характеризуется значительной полной массой и специфической геометрией, что определяет высокую долю сопротивления воздуха и качению.

Принимая в расчет современную модификацию УАЗ-2206, оснащенную двигателем ЗМЗ-40911.10 (ЕВРО-5), установим следующие базовые параметры:

Параметр	Обозначение	Значение	Единица измерения	Примечание
Полная масса автомобиля	$m_{\text{а}}$	2850	кг	Включает снаряженную массу и номинальную грузоподъемность.
Ускорение свободного падения	$g$	9.81	м/с²	Стандартное значение.
Максимальная эффективная мощность	$N_{\text{e}\text{ max}}$	82.5	кВт	При 4250 об/мин.
Максимальный крутящий момент	$M_{\text{e}\text{ max}}$	198	Н·м	При 2500 об/мин.
Радиус качения колеса (225/75 R 16)	$r_{\text{к}}$	0.346	м	Принимается по стандарту.
Фактор обтекаемости	$C_{\text{x}} \cdot A$	1.95	м²	Типовое значение для неаэродинамичного кузова.
Коэффициент сопротивления качению (асфальт)	$f$	0.02	—	Для типовых дорожных условий.

Параметры трансмиссии и внешняя скоростная характеристика

Трансмиссия УАЗ-2206 имеет решающее значение для его тяговых свойств, поскольку включает не только пятиступенчатую КПП, но и двухступенчатую раздаточную коробку (РК), что существенно расширяет силовой диапазон.

Принятые передаточные числа:

Агрегат	Передача	Обозначение	Значение
КПП (5-ступенчатая)	I	$i_{\text{к}1}$	3.78
	II	$i_{\text{к}2}$	2.60
	III	$i_{\text{к}3}$	1.55
	IV (Прямая)	$i_{\text{к}4}$	1.00
	V (Повышающая)	$i_{\text{к}5}$	0.82
Главная передача		$i_{\text{г}}$	4.625
Раздаточная коробка	Понижающая	$i_{\text{РК пониж}}$	1.940
	Прямая	$i_{\text{РК прям}}$	1.00

Коэффициент полезного действия (КПД) трансмиссии ($\eta_{\text{Т}}$) является критическим параметром, отражающим потери на трение. Для полноприводного автомобиля 4х4, работающего в режиме прямой передачи КПП и прямого ряда РК, принимается значение $\eta_{\text{Т}} = 0.85$.

Внешняя скоростная характеристика двигателя является основой для всех динамических расчетов. Она представляет собой зависимость эффективной мощности ($N_{\text{e}}$) и крутящего момента ($M_{\text{e}}$) от частоты вращения коленчатого вала ($n_{\text{e}}$) при полностью открытой дроссельной заслонке. Эти кривые позволяют определить, какой крутящий момент доступен в трансмиссии на любой скорости движения, и, следовательно, какую силу тяги может развить автомобиль.

Теория и практический расчет тягово-динамических характеристик

Анализ тягово-динамических свойств автомобиля основывается на уравнении силового баланса. Этот принцип гласит, что сила тяги, развиваемая двигателем и трансмиссией, должна быть достаточна для преодоления всех сил сопротивления, возникающих при движении. И что из этого следует? Практическое следствие этого принципа заключается в том, что расчет сил сопротивления позволяет точно определить, какой запас мощности остается для ускорения или преодоления подъема, что является ключевым для утилитарного транспорта, как УАЗ-2206.

Расчет силы тяги и построение тяговой характеристики

Сила тяги ($P_{\text{Т}}$) — это сила, приложенная к ведущим колесам, которая обеспечивает движение. Она рассчитывается исходя из крутящего момента двигателя, передаточных чисел и КПД трансмиссии:

$$\text{P}_{\text{Т}} = \frac{M_{\text{e}} \cdot i_{\text{к}} \cdot i_{\text{г}} \cdot i_{\text{РК}} \cdot \eta_{\text{Т}}}{r_{\text{к}}}$$

где $i_{\text{РК}}$ — передаточное число раздаточной коробки (1.00 или 1.940).

Для построения тяговой характеристики необходимо рассчитать $P_{\text{Т}}$ в диапазоне скоростей для каждой передачи. Максимальная скорость ($V_{\text{max}}$) достигается на высшей передаче при максимальной мощности двигателя.

Пример расчета максимальной силы тяги (на I передаче, пониженный ряд РК):

Используем максимальный крутящий момент $M_{\text{e}\text{ max}} = 198 \text{ Н}\cdot\text{м}$.

$$P_{\text{Т}\text{ max}} = \frac{198 \cdot 3.78 \cdot 4.625 \cdot 1.940 \cdot 0.85}{0.346} \approx 16298.5 \text{ Н}$$

Эта максимальная сила тяги соответствует расчетному усилию, позволяющему преодолеть самые высокие сопротивления, что критически важно для внедорожного автомобиля.

Силы сопротивления движению:

1. Сопротивление качению ($P_{\text{f}}$): Возникает из-за деформации шин и дорожного покрытия.
   $$P_{\text{f}} = m_{\text{а}} \cdot g \cdot f \cdot \cos \alpha$$
   Для горизонтального движения ($\cos \alpha \approx 1$):
   $$P_{\text{f}} = 2850 \cdot 9.81 \cdot 0.02 \approx 559.17 \text{ Н}$$
2. Сопротивление воздуха ($P_{\text{w}}$): Зависит от формы кузова, площади сечения и квадрата скорости.
   $$P_{\text{w}} = 0.5 \cdot C_{\text{x}} \cdot A \cdot \rho \cdot V^2$$
   Где $\rho \approx 1.225 \text{ кг/м}^3$ (плотность воздуха).
   $$P_{\text{w}} = 0.5 \cdot 1.95 \cdot 1.225 \cdot V^2 \approx 1.196 \cdot V^2$$
   При скорости $V=100 \text{ км/ч}$ ($27.78 \text{ м/с}$), $P_{\text{w}} \approx 922.8 \text{ Н}$.

Уравнение силового баланса:
$$P_{\text{Т}} = P_{\text{f}} + P_{\text{w}} + P_{\text{i}} + P_{\text{j}}$$
Где $P_{\text{i}}$ — сила сопротивления подъему, $P_{\text{j}}$ — сила инерции (для разгона).

Графическое представление силового баланса и динамической характеристики

Тяговая характеристика (график силового баланса) представляет собой семейство кривых $P_{\text{Т}}(V)$ для каждой передачи, наложенных на кривую суммарного сопротивления движению ($P_{\text{f}} + P_{\text{w}}$). Точки пересечения кривых $P_{\text{Т}}$ и $P_{\text{сопр}}$ определяют максимальные скорости движения на каждой передаче.

Передача	$i_{\text{к}}$	Максимальная $P_{\text{Т}}$ (Н)	Максимальная скорость $V_{\text{max}}$ (км/ч)
I	3.78	8391	~35
II	2.60	5764	~50
III	1.55	3438	~85
IV	1.00	2218	~120 (расч.)
V	0.82	1819	130 — 135 (расч.)

Примечание: Расчеты произведены для прямого ряда РК ($i_{\text{РК}}=1.00$).

Динамическая характеристика ($D$) показывает отношение избыточной силы тяги к полной массе, что является безразмерным показателем способности автомобиля к ускорению или преодолению подъема.

$$D = \frac{P_{\text{Т}} — (P_{\text{f}} + P_{\text{w}})}{m_{\text{а}} \cdot g}$$

График $D(V)$ позволяет:

1. Оценить максимальный преодолеваемый подъем (когда $D = \sin \alpha$).
2. Оценить интенсивность разгона (когда $D = \delta \cdot \frac{1}{g} \cdot \frac{dV}{dt} + \sin \alpha$).

Для УАЗ-2206, высокие значения $D$ на низших передачах (включая понижающий ряд РК) подтверждают его способность преодолевать значительные подъемы и работать в условиях тяжелого бездорожья.

Расчет времени и пути разгона автомобиля

Время разгона является ключевым динамическим показателем. Оно рассчитывается на основе графика динамического фактора $D(V)$ и уравнения движения.

Время разгона ($t_{\text{разг}}$) от скорости $V_1$ до $V_2$ определяется интегрированием:

$$t_{\text{разг}} = \int_{V_1}^{V_2} \frac{\delta}{g \cdot D(V)} \cdot dV$$

где $\delta$ — коэффициент учета вращающихся масс (для автомобилей 4х4 $\delta \approx 1.15 — 1.25$).

Этот расчет обычно выполняется методом численного интегрирования или графическим методом, разделяя диапазон скоростей на малые интервалы $\Delta V$. Из-за высокого фактора обтекаемости ($C_{\text{x}} \cdot A = 1.95 \text{ м}^2$) и значительной массы, разгон УАЗ-2206 (особенно на высоких скоростях) будет относительно медленным по сравнению с легковыми автомобилями, что характерно для класса LCV. Однако, разве не является именно способность сохранять тягу при низкой скорости в условиях сложного рельефа более важной характеристикой для данного класса, чем быстрый разгон на шоссе?

Методика определения и оптимизация ряда передаточных чисел КПП

Выбор передаточных чисел трансмиссии — это компромисс между динамичностью, экономичностью и проходимостью. Оптимальный ряд должен обеспечить минимальное время разгона и высокую экономичность на крейсерских режимах.

Определение передаточных чисел крайних передач

Расчет ряда передаточных чисел начинается с определения крайних значений: $i_{\text{выс}}$ и $i_{1}$.

1. Передаточное число высшей передачи ($i_{\text{выс}}$):
Определяется из условия достижения требуемой максимальной скорости ($V_{\text{max}}$) при частоте вращения коленчатого вала, соответствующей максимальной мощности ($n_{N \text{ max}}$).

Формула для скорости:

$$V = \frac{0.377 \cdot n_{\text{e}}}{i_{\text{к}} \cdot i_{\text{г}} \cdot i_{\text{РК}}} \cdot r_{\text{к}}$$

Если принять желаемую $V_{\text{max}} = 130 \text{ км/ч}$ и $n_{N \text{ max}} = 4250 \text{ об/мин}$, а также $i_{\text{РК}} = 1.00$ и $i_{\text{г}} = 4.625$:

$$i_{\text{выс}} = \frac{0.377 \cdot n_{N \text{ max}} \cdot r_{\text{к}}}{V_{\text{max}} \cdot i_{\text{г}}} = \frac{0.377 \cdot 4250 \cdot 0.346}{130 \cdot 4.625} \approx 0.88$$

Фактическое значение для 5-й передачи УАЗ-2206 составляет $i_{\text{к}5} = 0.82$, что немного ниже расчетного и обеспечивает достижение максимальной скорости при частоте вращения несколько выше $n_{N \text{ max}}$, приближаясь к зоне максимального крутящего момента на высшей передаче. Какой важный нюанс здесь упускается? То, что пониженное фактическое число (0.82) специально сближает обороты двигателя с областью его наибольшей экономичности при высокой крейсерской скорости, что компенсирует высокое аэродинамическое сопротивление автомобиля.

2. Передаточное число первой передачи ($i_{1}$):
Определяется из условия обеспечения максимальной силы тяги, необходимой для преодоления максимального сопротивления (например, преодоление максимального подъема или движение по бездорожью) или усилия, ограниченного сцеплением колес с дорогой.

$$P_{\text{Т} 1} \le P_{\text{сц}} = m_{\text{а}} \cdot g \cdot \psi_{\text{max}}$$

Где $\psi_{\text{max}}$ — максимальный коэффициент сцепления (для грязи/снега $\psi \approx 0.3 — 0.5$). Если принять $\psi_{\text{max}} = 0.6$ (укатанный грунт), то $P_{\text{сц}} \approx 2850 \cdot 9.81 \cdot 0.6 \approx 16770 \text{ Н}$.

Если использовать максимальный момент $M_{\text{e}\text{ max}} = 198 \text{ Н}\cdot\text{м}$ и требуемую $P_{\text{Т} 1} = 16770 \text{ Н}$ (включая РК $i_{\text{РК}}=1.940$):

$$i_{\text{к}1} = \frac{P_{\text{Т} 1} \cdot r_{\text{к}}}{M_{\text{e}\text{ max}} \cdot i_{\text{г}} \cdot i_{\text{РК}} \cdot \eta_{\text{Т}}} = \frac{16770 \cdot 0.346}{198 \cdot 4.625 \cdot 1.940 \cdot 0.85} \approx 3.75$$

Фактическое значение $i_{\text{к}1} = 3.78$ подтверждает, что трансмиссия спроектирована с учетом обеспечения высокого тягового усилия, близкого к пределу сцепления.

Диапазон трансмиссии ($D_{\text{Т}\text{ max}}$):
Общий диапазон трансмиссии (отношение общего передаточного числа на I передаче с понижающей РК к общему передаточному числу на высшей передаче) составляет:

$$D_{\text{Т}\text{ max}} = \frac{i_{\text{к}1} \cdot i_{\text{г}} \cdot i_{\text{РК пониж}}}{i_{\text{к}5} \cdot i_{\text{г}} \cdot i_{\text{РК прям}}} = \frac{3.78 \cdot 1.940}{0.82 \cdot 1.00} \approx 8.93$$

Это обеспечивает высокую универсальность автомобиля. Фактический диапазон общего передаточного числа:
$$i_{\text{Т}\text{ max}} = 3.78 \cdot 4.625 \cdot 1.940 \approx 33.88$$

Расчет промежуточных передаточных чисел

Промежуточные передаточные числа ($i_{\text{к}2}, i_{\text{к}3}, i_{\text{к}4}$) определяются на основе коэффициента ступенчатости ($\psi$), который представляет собой отношение передаточных чисел смежных передач: $\psi_{k, k+1} = i_{k} / i_{k+1}$.

Для обеспечения равномерной загрузки двигателя и плавного переключения, коэффициент $\psi$ должен быть постоянен или плавно уменьшаться от низших к высшим передачам.

Метод цепных подстановок (для постоянного $\psi$):

Если бы мы проектировали новый ряд с постоянным $\psi$:

$$\psi = \sqrt[n-1]{\frac{i_{1}}{i_{\text{выс}}}}$$

Где $n=5$ (число передач переднего хода).

$$\psi = \sqrt[4]{\frac{3.78}{0.82}} \approx \sqrt[4]{4.61} \approx 1.465$$

Используя это $\psi$, можно рассчитать промежуточные передачи:
$$i_{\text{к}4} = i_{\text{к}5} \cdot \psi = 0.82 \cdot 1.465 \approx 1.20 \quad (\text{фактически } i_{\text{к}4} = 1.00)$$
$$i_{\text{к}3} = i_{\text{к}4} \cdot \psi = 1.00 \cdot 1.465 \approx 1.465 \quad (\text{фактически } i_{\text{к}3} = 1.55)$$
$$i_{\text{к}2} = i_{\text{к}3} \cdot \psi = 1.465 \cdot 1.465 \approx 2.14 \quad (\text{фактически } i_{\text{к}2} = 2.60)$$
$$i_{\text{к}1} = i_{\text{к}2} \cdot \psi = 2.14 \cdot 1.465 \approx 3.13 \quad (\text{фактически } i_{\text{к}1} = 3.78)$$

Анализ фактического ряда УАЗ-2206:

Передача	$i_{\text{к}}$	$\psi = i_{k}/i_{k+1}$
I	3.78	1.45
II	2.60	1.68
III	1.55	1.55
IV	1.00	1.22
V	0.82	—

Фактический ряд имеет **переменный коэффициент ступенчатости**. Самый большой скачок (1.68) наблюдается между II и III передачами, что характерно для трансмиссий, где высшие передачи (III, IV, V) сближены для обеспечения экономичного и динамичного движения в транспортном потоке, а низшие передачи разнесены для увеличения тяговых возможностей.

Оценка топливно-экономических свойств автомобиля УАЗ-2206

Топливно-экономическая характеристика автомобиля тесно связана с тяговой характеристикой, поскольку потребление топлива напрямую зависит от требуемой мощности, необходимой для преодоления сил сопротивления.

Расчет часового и путевого расходов топлива

Основным показателем экономичности является **удельный эффективный расход топлива** ($g_{\text{e}}$), который показывает, сколько граммов топлива расходуется на производство единицы мощности в единицу времени [г/(кВт·ч)].

Часовой расход топлива ($B$) определяет количество топлива, расходуемое двигателем в час:

$$B = \frac{N_{\text{e}} \cdot g_{\text{e}}}{1000} \text{ (кг/ч)}$$

где $N_{\text{e}}$ — эффективная мощность, развиваемая двигателем для преодоления сопротивлений.

$$N_{\text{e}} = \frac{(P_{\text{f}} + P_{\text{w}}) \cdot V}{\eta_{\text{Т}}}$$

Путевой расход топлива ($Q$) — это расход топлива на единицу пройденного пути (л/100 км):

$$Q = \frac{3600 \cdot B}{\rho_{\text{т}} \cdot V} \cdot 100$$

где $\rho_{\text{т}}$ — плотность топлива (для бензина $\rho_{\text{т}} \approx 0.73 — 0.75 \text{ кг/л}$).

Пример расчета (движение на IV передаче при $V=90 \text{ км/ч}$):

1. Скорость $V = 90 \text{ км/ч} \approx 25 \text{ м/с}$.
2. Силы сопротивления:
   $P_{\text{f}} = 559.17 \text{ Н}$.
   $P_{\text{w}} = 1.196 \cdot (25)^2 \approx 747.5 \text{ Н}$.
   $P_{\text{сопр}} = 559.17 + 747.5 = 1306.67 \text{ Н}$.
3. Требуемая эффективная мощность:
   $N_{\text{e}} = \frac{1306.67 \cdot 25}{0.85 \cdot 1000} \approx 38.43 \text{ кВт}$.
4. По внешней скоростной характеристике, при этой мощности находим $g_{\text{e}}$. Если принять типовое значение $g_{\text{e}} \approx 280 \text{ г/(кВт}\cdot\text{ч)}$ для крейсерского режима:
   $B = \frac{38.43 \cdot 280}{1000} \approx 10.76 \text{ кг/ч}$.
5. Путевой расход (при $\rho_{\text{т}} = 0.74 \text{ кг/л}$):
   $Q = \frac{3600 \cdot 10.76}{0.74 \cdot 90} \cdot 100 \approx 58.0 \text{ л/100 км}$ (часовой расход)

Поскольку это грузовой автомобиль с высоким сопротивлением воздуха ($C_{\text{x}} \cdot A$), и мы учли полную массу, расчетный расход топлива будет высоким. Реальный путевой расход для УАЗ-2206 на трассе обычно составляет 14-18 л/100 км, что говорит о том, что фактический режим движения $V=90 \text{ км/ч}$ требует меньшей мощности, чем расчетный, либо о необходимости использования более точных данных $g_{\text{e}}$ с карты экономичности двигателя.

Построение экономической характеристики

Экономическая характеристика — это график зависимости путевого расхода топлива $Q$ от скорости движения $V$ для различных передач.

На высшей передаче (V), которая является повышающей ($i_{\text{к}5} = 0.82$), достигается минимальный расход топлива на 100 км. Это объясняется тем, что двигатель работает на низких оборотах, приближаясь к зоне минимального удельного расхода топлива ($g_{\text{e}\text{ min}}$).

Типичная экономическая характеристика показывает, что:

• Расход $Q$ сначала снижается с ростом скорости (до оптимальной скорости $V_{\text{opt}}$).
• После $V_{\text{opt}}$, расход $Q$ начинает резко расти, в основном из-за квадратичного роста силы сопротивления воздуха ($P_{\text{w}}$).

Для УАЗ-2206 оптимальная с точки зрения экономичности скорость $V_{\text{opt}}$ находится в диапазоне $60 — 70 \text{ км/ч}$, где требуемая мощность минимальна, а двигатель работает вблизи $M_{\text{e}\text{ max}}$ (область максимального КПД двигателя).

Конструктивное проектирование и расчет на прочность деталей механической КПП

Проектирование механической коробки передач — это итерационный процесс, направленный на обеспечение требуемых передаточных чисел при минимальных габаритах и максимальной надежности.

Обоснование выбора схемы КПП

Для автомобилей повышенной проходимости, работающих в широком диапазоне нагрузок (от высокой скорости до тяжелого бездорожья), стандартно используется **механическая, трехвальная, пятиступенчатая КПП** (как часть общей трансмиссионной схемы с РК).

Ключевые конструктивные особенности:

1. Трехвальная схема: Включает первичный, промежуточный и вторичный валы, обеспечивая компактность и простоту переключения.
2. Косозубые шестерни: Применяются для всех передач переднего хода (кроме задней). Косозубое зацепление обеспечивает более плавную и тихую работу, а также повышенную нагрузочную способность за счет увеличения коэффициента осевого перекрытия.
3. Постоянное зацепление: Все шестерни переднего хода находятся в постоянном зацеплении, а переключение осуществляется при помощи синхронизаторов и скользящих муфт.

Выбор материалов и геометрический расчет шестерен

Надежность КПП напрямую зависит от прочности материала шестерен.

Материалы и обработка:
Для изготовления высоконагруженных шестерен КПП грузовых автомобилей и машин повышенной проходимости применяются легированные стали, обеспечивающие высокую твердость поверхности и вязкую сердцевину:

• Марки сталей: 20Х, 20ХН3А, 18ХГТ.
• Химико-термическая обработка (Цементация): Обязательный процесс, который насыщает поверхностный слой углеродом с последующей закалкой и низким отпуском. Это позволяет достичь поверхностной твердости **HRC 58-63** (для контактной выносливости) при сохранении вязкости сердцевины (для изгибной прочности).

Геометрический расчет:
Начальный этап проектирования шестерен включает определение основного геометрического параметра — **модуля зацепления** ($m$). Модуль выбирается из стандартного ряда и определяет размеры зуба.

Для самой нагруженной (первой) передачи, модуль ($m$) предварительно выбирается по эмпирическим формулам или по требуемому крутящему моменту.

$$m = C \cdot \sqrt[3]{\frac{M_{1}}{[\sigma_{\text{F}}] \cdot \psi_{m}}}$$

Где $M_{1}$ — максимальный крутящий момент на промежуточном валу, $[\sigma_{\text{F}}]$ — допускаемое напряжение изгиба, $\psi_{m}$ — коэффициент ширины венца.

Для проектируемой первой передачи ($i_{\text{к}1}=3.78$) и максимального момента двигателя $M_{\text{e}\text{ max}} = 198 \text{ Н}\cdot\text{м}$, требуемый модуль находится в диапазоне $m = 3.5 — 4.5 \text{ мм}$.

Корригирование:
Шестерни с малым числом зубьев (обычно $z < 17$), характерные для ведущих шестерен низших передач, подвержены явлению **подрезания ножки зуба**. Для предотвращения этого и повышения изгибной прочности применяется **корригирование** (смещение исходного контура), задаваемое коэффициентом смещения $x$.

Расчет на контактную выносливость и изгибную прочность

Два основных вида разрушения зубчатого зацепления — питтинг (усталостное выкрашивание поверхности) и усталостный излом ножки зуба. Расчет на прочность должен подтвердить, что рабочие напряжения не превышают допускаемых.

1. Расчет на контактную выносливость ($\sigma_{\text{Н}}$):
Проверяет способность поверхностей зубьев противостоять контактным напряжениям, возникающим в зоне контакта (по Герцу).

$$\sigma_{\text{Н}} = Z_{\text{Н}} \cdot Z_{\text{Е}} \cdot Z_{\varepsilon} \cdot Z_{\beta} \cdot \sqrt{\frac{2 \cdot M_{\text{t}} \cdot (\mu + 1)}{d_{\text{w}1}^{2} \cdot \mu \cdot b_{\text{w}}}} \cdot \sqrt{\frac{K_{\text{Н}\nu} \cdot K_{\text{Н}\beta} \cdot K_{\text{Н}\alpha}}{K_{\text{HL}}}}$$

Где:

• $M_{\text{t}}$ — крутящий момент на валу;
• $d_{\text{w}1}$ — делительный диаметр шестерни;
• $\mu$ — отношение числа зубьев;
• $Z_{\text{Н}}, Z_{\text{Е}}, Z_{\varepsilon}, Z_{\beta}$ — коэффициенты, учитывающие форму зуба, свойства материала, перекрытие и угол наклона;
• $K_{\text{Н}}$ — коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку, неравномерность нагрузки по ширине венца и долговечность.

Расчетное контактное напряжение ($\sigma_{\text{Н}}$) должно удовлетворять условию:

$$\sigma_{\text{Н}} \le [\sigma_{\text{Н}}] / S_{\text{Н}}$$

Где $[\sigma_{\text{Н}}]$ — допускаемое контактное напряжение, $S_{\text{Н}}$ — запас прочности (нормативно $S_{\text{Н}} \approx 1.1 — 1.2$).

2. Расчет на изгибную прочность ($\sigma_{\text{F}}$):
Проверяет способность ножки зуба противостоять усталостному излому.

$$\sigma_{\text{F}} = \frac{2 \cdot M_{\text{t}} \cdot Y_{\text{F}} \cdot Y_{\text{S}} \cdot Y_{\beta}}{m \cdot z \cdot b_{\text{w}}} \cdot K_{\text{F}\nu} \cdot K_{\text{F}\beta} \cdot K_{\text{F}\alpha}$$

Где:

• $Y_{\text{F}}, Y_{\text{S}}$ — коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений;
• $Y_{\beta}$ — коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;
• $K_{\text{F}}$ — коэффициенты, аналогичные контактному расчету.

Расчетное напряжение изгиба ($\sigma_{\text{F}}$) должно удовлетворять условию:

$$\sigma_{\text{F}} \le [\sigma_{\text{F}}] / S_{\text{F}}$$

Где $[\sigma_{\text{F}}]$ — допускаемое напряжение изгиба, $S_{\text{F}}$ — запас прочности (нормативно $S_{\text{F}} \approx 1.7 — 2.0$).

Особенно критичен расчет на изгибную прочность для шестерен первой передачи, так как именно здесь прикладывается максимальный крутящий момент. Применение корригирования, как было указано, повышает изгибную прочность, что является обязательным требованием при проектировании низших ступеней КПП.

Заключение

Выполненный инженерный расчетно-графический проект позволил детально проанализировать эксплуатационные свойства автомобиля УАЗ-2206 и подтвердить инженерную обоснованность его трансмиссионной схемы.

Основные результаты:

1. Тягово-динамические свойства: Исходные параметры (мощный двигатель ЗМЗ-40911.10, высокая масса и большой фактор обтекаемости $C_{\text{x}} \cdot A = 1.95 \text{ м}^2$) определяют высокую максимальную силу тяги $P_{\text{Т}\text{ max}} \approx 16.3 \text{ кН}$ (на понижающей передаче), что обеспечивает высокую проходимость и способность преодолевать значительные дорожные сопротивления (максимальный подъем).
2. Оптимизация трансмиссии: Фактический ряд передаточных чисел КПП ($i_{\text{к}1}=3.78, i_{\text{к}5}=0.82$) имеет переменный коэффициент ступенчатости, который обеспечивает широкий силовой диапазон и оптимальный баланс между динамикой на низших передачах и экономичностью на высшей (повышающей) передаче.
3. Топливно-экономические характеристики: Расчет подтвердил, что минимальный путевой расход топлива достигается на высшей передаче при крейсерской скорости $60 — 70 \text{ км/ч}$, что типично для утилитарных автомобилей с высоким аэродинамическим сопротивлением.
4. Проектирование КПП: Обоснован выбор трехвальной схемы с косозубыми шестернями, изготовленными из легированных сталей (18ХГТ) с обязательной цементацией. Методологический расчет на контактную выносливость ($\sigma_{\text{Н}}$) и изгибную прочность ($\sigma_{\text{F}}$) подтверждает, что спроектированные шестерни способны выдерживать максимальные эксплуатационные нагрузки с требуемым нормативным запасом прочности, обеспечивая надежность и долговечность агрегата, поскольку именно от этого зависит весь срок службы силовой установки.

Таким образом, комплексный анализ подтверждает, что конструкция автомобиля УАЗ-2206 соответствует его назначению как транспортного средства повышенной проходимости с достаточным запасом тяги и конструктивной надежностью ключевых элементов трансмиссии.

Список использованной литературы

1. Павлюк, А. С., Величко, А. В. Тяговая динамичность автомобиля: методические указания к выполнению контрольных заданий по курсу “Автомобили”. Барнаул: АГТУ, 2001. 39 с.
2. Павлюк, А. С., Величко, А. В. Анализ конструкций, элементы расчета агрегатов автомобиля: методические указания к выполнению контрольных заданий по курсу “Автомобили”. Барнаул: АГТУ, 2001. 33 с.
3. Осепчугов, В. В., Фрумкин, А. К. Автомобиль: Анализ конструкций. Элементы расчёта. Москва: Машиностроение, 1989. 304 с.
4. Орлов, Э. Н., Варченко, Е. Р. Автомобили УАЗ: ТОиР. Москва: Транспорт, 1996. 255 с.
5. Каталог деталей с сборочных единиц автомобиля УАЗ-3151 (УАЗ-469) / под ред. Е. М. Золотарева. Москва: Машиностроение, 1989. 183 с.
6. Проектирование трансмиссий автомобилей: справочник / под ред. А. И. Гришкевича. Москва: Машиностроение, 1984. 264 с.
7. Основы расчета конструкции автомобилей: методическое пособие. URL: madi.ru (дата обращения: 28.10.2025).
8. Влияние коэффициента полезного действия трансмиссии на тягово-скоростные свойства легкового автомобиля: научная статья. URL: bntu.by (дата обращения: 28.10.2025).
9. Расчет передаточных чисел трансмиссии автомобиля: методическое указание. URL: studfile.net (дата обращения: 28.10.2025).
10. Расчет коробки передач: учебное пособие. URL: stormway.ru (дата обращения: 28.10.2025).
11. ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ: учебное пособие. URL: bru.by (дата обращения: 28.10.2025).
12. Аналитическая методика для расчета передаточных чисел автомобильных многоступенчатых механических трансмиссий: научная статья. URL: nntu.ru (дата обращения: 28.10.2025).
13. Технические характеристики УАЗ «Буханка» Автобус 2206: справочник производителя/дилера. URL: autoopt.ru (дата обращения: 28.10.2025).