2.11 Расчет вторичного (полого) вала
2.11.2 Уточненный расчет входного вала
Результаты расчета шлицевого соединения представлены в таблице 2.9.
2.11 Расчет вторичного (полого) вала
Радиальная сила:
cos , tg
FR FT (2.54) где α ˗ угол зацепления в зубчатых колесах,
β ˗ углы наклона зубьев;
; 74 . 8526 4
. 0
2679 . 0 12 . 15
1 кН
FR
; 48 . 8526 4
. 0
2679 . 0 28 . 14
2 кН
FR
; 20 . 8526 3
. 0
2679 . 0 20 . 10
3 кН
FR
. 46 . 8526 2
. 0
2679 . 0 83 . 7
4 кН
FR
Осевая сила:
; tg F
Fa T (2.55)
; 07 . 9 600 . 0 12 .
15 кН
Fа
; 57 . 8 600 . 0 28 .
14 кН
Fа
; 12 . 6 600 . 0 20 .
10 кН
Fа
. 7 . 4 600 . 0 83 .
7 кН
Fа
2.11.3 Определение опорных реакций Горизонтальная плоскость:
R1Г = 8.88 кН;
R2Г = 6.00 кН.
Вертикальная плоскость:
R1В = 28.68 кН;
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
R2В = 18.75 кН.
Радиальные опорные реакции:
R1 = R1Г2 R1B2 =30.01 кН;
R2 = R2Г2 R2B2 =19.67 кН.
2.11.4 Изгибающие моменты
2 ;
г
n a n
d
M F (2.56) В горизонтальной плоскости:
в сечении 1 – 1:
Нмм, 2 454
100 07 . 9 M1
в сечении 2 – 2:
Нмм, 2 399
93 57 . 8 M2
в сечении 3 – 3:
Нмм, 2 245
80 12 . 6 M3
в сечении 4 – 4:
Нмм, 2 162
69 83 . 7 M4
2.11.5 Расположение и эпюры сил в горизонтальной плоскости
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
2.11.6 Расположение и эпюры сил в вертикальной плоскости:
2.11.7 Выбор опасного сечения
При выборе опасного сечения вала учитываем величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечного сечения и наличия концентраторов (шпонок, шлиц, отверстий).
Опасным сечением на данном валу является сечение 3 ˗ 3. Все дальнейшие расчеты производим для найденного сечения.
2.11.8 Суммарный коэффициент запаса прочности
Суммарный коэффициент запаса прочности вычисляется аналогично.
Результаты вычислений сведены в таблицу.
Таблица 2.8 - Общие результаты значений величин
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Величина Входной вал Полый вал
d,мм 25 40
FT,кН
Сечение 1 – 1 50.73 15.12
Сечение 2 – 2 34.95 14.28
Сечение 3 – 3 16.00 10.20
Сечение 4 – 4 8.71 7.83
FR,кН
Сечение 1 – 1 15.94 4.74
Сечение 2 – 2 10.98 4.48
Сечение 3 – 3 5.03 3.20
Сечение 4 – 4 2.74 2.46
Fa,кН
Сечение 1 – 1 30.48 9.07
Сечение 2 – 2 20.97 8.57
Сечение 3 – 3 9.6 6.12
Сечение 4 – 4 5.23 4.17
M, кНм
Сечение 1 – 1 0.45 0.45
Сечение 2 – 2 0.40 0.40
Сечение 3 – 3 0.25 0.25
Сечение 4 – 4 0.16 0.16
S 2.10 2.07
σa,МПа 147 184
τa,МПа 48 76
2.11.9 Расчет шлицев
Расчет шлицев производится аналогично. Результаты вычислений сведены в таблицу 2.9.
2.12 Расчет внутреннего вала
Расчет внутреннего вала производится как расчет стержня под нагрузкой.
2.12.1 Расчет диаметра стержня.
Наибольший по абсолютной величине крутящий момент равен
2 , umax
Mn Me (2.57) Где Me– максимальный крутящий момент двигателя;
umax– максимальное передаточное число коробки передач.
Нм. 5 . 2 577
85 . 3 300 Mn
Наибольший расчетный крутящий момент равен:
f,
n
nр M
M (2.58) где f– коэффициент надежности по нагрузке:
f =1.2;
Нм. 693 2 . 1 5 .
nр 577 M
Диаметр круглого поперечного сечения вычисляем из условия прочности:
np x
W M , где ;
16 d3
Wx
Отсюда 16 ;
3 Mnp
d
мм. м 21.3
0213 . 100 0 14 . 3
693 . 0
3 16 d
Из условия жесткости:
G , Jx Mnp
где .
32 d4
Jx
G – модуль сдвига;
; 10 8 4 G
Отсюда 32 ;
4
G
d Mnp
мм. 5 . м 22 0225 . 10 0 8 10 8 14 . 3
693 . 0
4 32
3
d 4
Из двух полученных значений выбираем наибольший диаметр:
d=22.5 мм.
Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда [2, стр.86] по ГОСТ 6636 – 69:
выбираем: d=24.
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
2.12.2 Расчет величины прогиба стержня
Для обеспечения изгибной жесткости оси или вала, необходимо, чтобы действительные значения прогибов y не превышали допустимых значений y :
y y ;
; 01 .
0 m
y – цилиндрические зубчатые передачи;
мм. 0225 . 0 25 . 2 01 . 0 y
Действительное значение прогиба вычисляется по формуле:
;
0
GJ dz y M
l
np (2.59)
GJ . l
y Fk (2.60) Усилие в шлицевом соединении равно:
r ;
Fk Mnp (2.61)
кН. 3 . 016 43 . 0
693 Fk
Момент инерции при кручении:
32 ; d4
J (2.62)
мм . 32555 32
24 14 .
3 4
4
J
Действительное значение прогиба:
. мм y 0043 . 32555 0 10
8
260 43300 y 4
Что допустимо.
2.12.3 Расчет шлицев
Расчет шлицев производится аналогично. Результаты вычислений сведены в таблицу 2.9.
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Таблица 2.9 – Расчет шлицевых соединений
Вал Размеры шлицев, мм
cp, Нм σсм, МПа
z h D d
Первичный 8 3.5 30 26 14.30 84.42
Полый 8 5 42 36 21.22 104.78
Внутренний 8 5 42 36 21.22 104.78
10 3.5 20 16 34.02 128.07
2.13 Расчет подшипников
Подшипник шариковый радиальный однорядный входного вала Исходные данные
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник № 2205;
Размеры подшипника [2, табл.П.3]: d =25 мм, D = 52 мм, B =15 мм Динамическая грузоподъёмность C = 16.8 кН
Статическая грузоподъёмность C0 = 8.8 кН Окружная нагрузка на подшипник Ft = 50.73 кН Радиальная нагрузка на подшипник Fr = 15.94 кН Осевая нагрузка на подшипник Fa = 30.48 кН Частота вращения кольца подшипника n = 3500 мин-1
Расчет опорных реакций
Исходя из предыдущих расчетов данного вала возьмем значения данных реакций:
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
R1=8.88kH; R2=6.00 kH.
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
R1= 28.68 kH; R2=18.75 kH.
Суммарные опорные реакции:
; 01 .
2 30
1 2 1
1 R R kH
Fr g B
. 67 .
2 19
2 2 2
2 R R kH
Fr g B
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Расчет подшипников на долговечность
Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной левой опоры, так как считаем, что она воспринимает основную нагрузку:
Определим е по формуле [2, табл.№2.6];
; 518
. 0
24 . 0
C0
е Fa (2.63)
. 31 . 60 2
30480 518
. 0
24 . 0
е
Коэффициент вращения:
При вращении внутреннего кольца подшипника V=1;
Коэффициенты нагрузки:
Вычислим отношение:
. 912 . 15940 1 1
30480
1 r a
VF F
Учитывая, что данное отношение меньше е, то получаем: Х=1, Y=0.
Температурный коэффициент:
При рабочей температуре подшипника t меньше 105 градусов получаем: КТ=1.
Коэффициент безопасности:
Примем, что зубчатая передача имеет 8 степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае Кб=1.3,[2, табл.№1.6].
Эквивалентная динамическая нагрузка:
P= Kб KТ (XVFr1+YFa); (2.64)
кН.
72 . 20 ) 30480 0
15940 1
1 ( 1 3 . 1 P
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Долговечность подшипника
60 ,
106 m
H P
C
L n (2.65) где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
. 25380 72
. 20
8 . 16 3500 60
106 3
ч LH
Эквивалентная долговечность подшипника
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника:
LE = , μh
Lh
(2.66) где μh=0.5 – коэффициент эквивалентности, определяемый [2, табл.№12] для тяжелого типа нагружения подшипника;
LE = 50760 .
0,5
2538 ч
Расчет подшипников данного типа выполняется аналогично. Результат вычислений приведен в таблице 2.10.
2.14 Подшипник роликовый конический однорядный дифференциала Исходные данные
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник № 7208A;
Размеры подшипника [2, табл.П.3]: d = 40 мм, D = 80 мм, B =18 мм,Тmax=36.5 мм.
Динамическая грузоподъёмность C = 58.3 кН Статическая грузоподъёмность C0 = 40 кН Окружная нагрузка на подшипник Ft = 15.12 кН
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Радиальная нагрузка на подшипник Fr = 4.74 кН Осевая нагрузка на подшипник Fa = 9.07 кН Частота вращения кольца подшипника n = 1955 мин-1
Расчет опорных реакций
Исходя из предыдущих расчетов данного вала возьмем значения данных реакций:
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
R1=8.88 kH; R2=6.00 kH.
Опорные реакции в вертикальной плоскости: –
R1= 28.68 kH; R2=18,75 kH.
Суммарные опорные реакции:
; 01 .
2 30
1 2 1
1 R R kH
Fr Г B
. 67 .
2 19
2 2
2 R R kH
Fr Г B
Расчет подшипников на долговечность
Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной левой опоры, так как считаем, что она воспринимает основную нагрузку:
Параметр осевого нагружения е определим по [2, табл.П.6]; е=0.35.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок
При нагружении роликового подшипника радиальной нагрузкой Fr кН, возникают осевые составляющие Si, кН:
; 83 ,
0 1
1 eFr
S (2.67)
кН; 71 . 8 01 . 30 35 . 0 83 .
1 0 S
; 83 .
0 2
2 eFr
S
кН. 71 . 5 67 . 19 35 . 0 83 .
2 0 S
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Внешние осевые силы, действующие на подшипник
Поскольку для заданной схемы нагружения выполняется неравенство:
Fa S1 – S2=3.0 кН, то внешние осевые силы, действующие на подшипник, определяются по формулам:
Fa1=S2+F0; (2.68) Fa1=5.71+3=8.71 kH;
Fa2=S2=5.71 kH.
Коэффициент вращения:
При вращении внутреннего кольца подшипника V=1.
Коэффициенты нагрузки Вычислим отношение:
. 29 . 30100 0 1
8710
1 1 r a
VF
F (2.69)
Учитывая, что данное отношение меньше е = 0,35, то получаем: Х=1, Y=0.
Температурный коэффициент
При рабочей температуре подшипника t меньше 105 градусов получаем: КТ=1.
Коэффициент безопасности
Примем, что зубчатая передача имеет 8 степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае Кб=1.3, [2, табл.№1.6].
Эквивалентная динамическая нагрузка
P= Kб KТ (XVFr1+YFa); (2.70)
кН.
13 . 39 ) 8710 0 30100 1
1 ( 1 3 . 1 P
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Долговечность подшипника
60 ,
106 m
H P
C
L n (2.71) где m=10/3 ˗ показатель степени кривой усталости для роликоподшипников.
. 32242 13
. 39
3 . 58 1950 60
106 10/3
ч LH
Эквивалентная долговечность подшипника
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника:
LE = , μh
Lh
(2.72)
где μh=0.47 – коэффициент эквивалентности, определяемый [2, табл.№12] для среднего типа нагружения подшипника;
LE = 68600 . 0.47
32242
ч
Для подшипников колесных дифференциалов должно выполняться условие LE 15000 ч.
Поскольку LE 15000 ч, то данный подшипник удовлетворяет условию работы.
Расчет подшипников данного типа выполняется аналогично. Результат вычислений приведен в таблице 2.10.
2.15 Подшипник игольчатый промежуточного вала Исходные данные
Подшипник № К40Х45Х27;
Размеры подшипника [8]: d = 40 мм, D = 45 мм, B =27 мм Динамическая грузоподъёмность C = 31 кН
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Статическая грузоподъёмность C0 = 71 кН Окружная нагрузка на подшипник Ft = 15.12 кН Радиальная нагрузка на подшипник Fr = 4.74 кН Осевая нагрузка на подшипник Fa = 9.07 кН Частота вращения кольца подшипника n = 1955 мин-1
Расчет опорных реакций
Исходя из предыдущих расчетов данного вала возьмем значения данных реакций:
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
R1=8.88 kH; R2=6.00 kH.
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
R1= 28.68 kH; R2=18.75 kH.
Суммарные опорные реакции:
; 01 .
2 30
1 2 1
1 R R kH
Fr Г B
. 67 .
2 19
2 2
2 R R kH
Fr Г B
Расчет подшипников на долговечность
Определим е по формуле таблица [2, табл.№2.6];
; 518
. 0
24 . 0
C0
е Fa (2.73)
. 59 . 4 0
. 5
07 . 518 9 . 0
24 . 0
е
Коэффициент вращения:
При вращении внутреннего кольца подшипника V=1.
Коэффициенты нагрузки:
Вычислим отношение:
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
. 91 . 4740 1 1
9070
1 r a
VF
F (2.74) Получаем: Х=1, Y=0.
Температурный коэффициент:
При рабочей температуре подшипника t меньше 105 градусов получаем: КТ=1.
Коэффициент безопасности:
Примем, что зубчатая передача имеет 8 степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае Кб=1.3, [2, табл.№1.6].
Эквивалентная динамическая нагрузка:
P= Kб KТ (XVFr1+YFa); (2.75)
кН.
13 . 39 ) 19670 0
30100 1
1 ( 1 3 . 1 P
Долговечность подшипника:
60 ,
106 m
H P
C
L n (2.76) где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
. 42500 13
. 39
31 1950 60
106 3
ч LH
Эквивалентная долговечность подшипника
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника:
LE = , μh Lh
(2.77) где μh=0.5 ˗ коэффициент эквивалентности, определяемый [2, табл.№12] для тяжелого типа нагружения подшипника;
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
LE = 85000 . 0.5
4250 ч
Расчет подшипников данного типа выполняется аналогично. Результат вычислений приведен в таблице 2.10.
Таблица 2.10 – Сводная таблица используемых подшипников.
№
подшипника
Название подшипника
Размер DхdхB
Количество, шт
Эквивалентная Долговечность, LE, ч
2205 Роликовый
радиальный
52х25х15 2 50760
2206 Роликовый
радиальный
62х30х16 1 44080
306 Радиальный
однорядный
72х30х19 1 38200
207 Радиальный
однорядный
72х35х17 1 41180
7208А Роликовый
конический
80х40х18 2 68600
К40х45х27 Игольчатый 45х40х27 4 85000
3 ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
3.1 Постановка проблемы
В настоящем разделе выпускной квалификационной работе рассматривается проблема снижения энергопотребления проектируемым автомобилем в процессе его эксплуатации. Автомобиль предполагается использовать для езды по бездорожью (80% времени эксплуатации, остальное время – 20% – по асфальтобетонному покрытию).
В работе представлены анализ и предложения по следующим пунктам:
– актуальность ситуации и её нынешнее положение;
– мероприятия по энергосбережению;
При работе над разделом использованы следующие документы и нормативы:
– Федеральный Закон «Об энергосбережении и о повышении энергетической эффективности и о внесении изменений в отдельные законодательные акты российской федерации» №261 – ФЗ от 23 ноября 2009 г. (в редакции Федерального Закона от 27.07.2010 №237 – ФЗ);
– Государственная программа Российской Федерации «Энергосбережение и повышение энергетической эффективности на период до 2020 года», утверждённая распоряжением Правительства Российской Федерации от 27 декабря 2010 г. №2446
˗ р.
– Энергетическая стратегия России на период до 2030 года, утверждённая распоряжением Правительства Российской Федерации от 13 ноября 2009 г. № 1715 – р;
– ГОСТ Р 51387 ˗ 99 «Энергосбережение. Нормативно-методическое обеспечение.
Основные положения»;
– Руководящий документ Р3112194 ˗ 0366 ˗ 03 «Нормы расхода топлив и смазочых материалов на автомобильном транспорте» (с изменениями на 2 апреля 2004 годы).
В завершении раздела представлены выводы по проблеме и мероприятиям по её решению.
3.2 Анализ существующего положения
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
По приросту потребления энергии транспортная отрасль в России занимает второе место после промышленности. Внедрение мероприятий по повышению энергоэффективности в данном секторе позволит экономить значительные объемы энергии.
На долю автомобильного транспорта приходится 48% всего потребления энергии на транспорте, и он имеет наибольший потенциал энергосбережения.
Потребление энергоресурсов автомобильным транспортом быстро растёт вследствие динамичного роста парка личных автомобилей, вытесняющих общественный транспорт.
Проведём анализ существующего положения по характеристике автомобиляпрототипа и наметим возможный пути сокращения потребления ресурсов.
Таблица 3.1 – Характеристика исследуемого автомобиля
Параметр Существующий
автомобиль
Пути сокращения ресурсов Модель эксплуатируемого автомобиля; Нива-Шевроле Нива-Шевроле
Полная масса автомобиля, кг: 1850 1850
Грузоподъёмность, кг: 500 нет
Масло в коробке передач, л; 3 да
Масло в раздаточной коробке передач, л; 0.8 да
Масло в заднем мосту, л 1.3 да
Масло в переднем мосту, л 1.15 да
Расход топлива в смешанном режиме и
снаряженной нагрузкой на 100 км. пути: 10.5л/100км 10.5л/100км
3.3 Мероприятия по энергосбережению
В настоящем проекте разрабатывается трансмиссия автомобиля, который серийно выпускается с новой механической коробкой передач. Благодаря разработке коробки передач с полым валом мы полностью отказались от
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
раздаточной коробки передач, при этом не потеряв эффективности полного привода. Это приведет к значительному уменьшению расхода топлива, а также сокращению производства числа раздаточных коробок передач для данного автомобиля, что позволит сократить потребление ресурсов и обеспечит эффект энергосбережения. За счет этого уменьшается объем расходных материалов. В результате замены трехвальной коробки передач на двухвальную, увеличивается КПД трансмиссии, а следовательно уменьшается расход топлива автомобилем. В связи с отсутствием шестерен постоянного зацепления под нагрузкой и уменьшения количества зубчатых зацеплений по сравнению с прототипом увеличивается ресурс и периодичность замены масла в коробке – это также обеспечивает энергосберегающий эффект. Использование энергосберегающих шин и постоянного давления воздуха в шинах приводит к снижению расхода топлива автомобилем. Отказ от раздаточной коробки и равномерное распределение массы по осям также снижает расход топлива. Конструирование более совершенного двигателя, а именно получение наилучшей характеристики удельного расхода топлива в условиях эксплуатации автомобиля может коренным образом повлиять на энергосбережение автомобиля. Итак, можно выделить ряд технологий и методов, способных привести к снижению расхода топлива для данного проектируемого автомобиля:
1) усовершенствование коробки передач.
2) отсутствие раздаточной коробки передач.
3) использование энергосберегающих шин и постоянного давления воздуха в них.
4) конструирование более совершенного двигателя.
5) снижение массы автомобиля и равномерное распределение массы по осям.
6) использование топлива от проверенного и постоянного поставщика, обеспечивающего стабильный характеристики топлива.
Расход бензина с более высоким октановым числом меньше, чем при низкооктановом, даже с учётом того, что первый несколько дороже. При езде по бездорожью это особенно актуально для проектируемого автомобиля, поскольку
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
большинство заправочных станций находится в удаленных населённых пунктах, и иногда приходится заправлять автомобиль там, где есть топливо.
7) Своевременное проведение технического обслуживания агрегата и автомобиля в целом.
Замена расходных материалов (масла и других жидкостей) приводит к уменьшению суммарного износа деталей, непосредственно участвующих в передаче мощности через трансмиссию.
3.4 Оценка эффективности мер по энергосбережению
Предполагая осуществление некоторых вышеуказанных мер по снижению топливопотребления автомобилем, оценим эффективность их использования.
Исходными данными будут являться показатели, значения которых приняты по данным о типичных значениях соответствующих показателей аналогичных машиностроительных предприятий, участвующих в организации автомобилестроения и испытаниях своей продукции.
1) Энергоэффективность изменения конструкции коробки передач с трехвальной на двухвальную.
По выполненным расчетам:
КПД коробки передач автомобиля прототипа: 0.95
КПД коробки передач проектированного автомобиля: 0.96
%.
04 . 1
% 96 100
. 0
0.95 -
% 0.96
Увеличение КПД коробки передач проектированного автомобиля приведёт к уменьшению расхода топлива в среднем на 1.04%.
Согласно РД Р3112194 ˗ 0366 – 03 «Нормы расхода топлив и смазочных материалов на автомобильном транспорте» (с изменениями на 2 апреля 2004 года) значение нормы Э0абс для автомобиля ВАЗ – 212300 «Шевроле – Нива» (ВАЗ-2123
˗ 4L ˗ 1.69 ˗ 80 ˗ 5M) составляет 10,5 л/100 км (при снаряженной массе). Тогда
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
абсолютная энергоэффективность потребления топлива Э1абс, л/100 км, будет составлять:
км л
Эабс1 10.5 10.5 0.0104 10.39 /100 .
2) Энергоэффективность от отсутствия раздаточной коробки передач:
КПД трансмиссии автомобиля прототипа: 0.79
КПД трансмиссии проектированного автомобиля: 0.86
%.
13 . 8
% 86 100
. 0
0.79 -
% 0.86
Отсутствие раздаточной коробки передач проектированного автомобиля приводит к уменьшению расхода топлива в среднем на 8,13%.
км л
Эабс1 10.5 10.5 0.0813 9.65 /100 .
3) Энергоэффективность от применения эксплуатационных материалов с высокими свойствами.
Опираясь на данные исследования Центра АТ-МАИ, применение низковязкостных смазывающих масел и высокооктанового бензина позволит снизить рас–ход топлива автомобиля на 4%. Энергоэффективность Э2абс, л/100 км, в этом случае будет равна:
. 100 / 26 . 9 04 . 0 65 . 9 65 .
2 9 л км
Эабс
Относительный эффект Эотн в относительной форме определим как отношение разности расходов топлива до и после применения мероприятий к значению расхода топлива до применения мероприятий:
0 абс
2 абс 0
абс
отн Э
Э
Э Э ;
118 . 5 0
. 10
26 . 9 5 . 10
Эотн или 11.8 %.
3.5 Вывод
Экономия топлива, равная 11.8%, за счёт изменения конструкции проектируе–
мого узла и применения совершенных эксплуатационных материалов, может дать
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
достаточно ощутимый эффект. В натуральном и денежном выражении это выглядит так:
К примеру, среднегодовой пробег автомобиля составит 10000 км. Затраты топлива С1, л, на автомобиле, серийно выпускающемся, будут равны:
. 1050 5
. 100 10 10000 100
10000 0
1 Э л
С абс
Затраты топлива С2, л, на автомобиле, выпускающемся с проектируемым узлом, будут равны:
. 926 26 . 100 9 10000
2 л
С
Топливная выгода равна в год: Сед С1 C2 1050 926 124 л.
При ориентировочной стоимости топлива 41,99 руб./л это составит:
. 5206 99
. 41 124 99 .
ед 41 р
С S
В итоге можно сказать, что данные мероприятия – шаг к уменьшению потребления энергоресурсов данным автомобилем. При серийном производстве, это приведет к более значительному энергосберегающему эффекту. Чтобы достичь еще более существенного результата в масштабах отрасли, необходимо конструирование новых двигателей и моделей, использующих возобновляемые энергетические ресурсы.
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
4 ПРИРОДОПОЛЬЗОВАНИЕ И ОХРАНА ОКРУЖАЮЩЕЙ СРЕДЫ 4.1 Введение
Все виды современного транспорта наносят большой ущерб биосфере, автомобильный транспорт – основной вид загрязнения окружающей среды. На долю автотранспорта приходится примерно 13.3% загрязнения атмосферы, но в городах она возрастает до 90% и более.
Для сохранения и улучшения среды обитания человека одной из главных задач является снижение выбросов в атмосферу токсичных веществ с отработавшими газами автомобилей. В современных городах 80–90% приходится на авто транспорт. Автомобильный транспорт – источник выбросов:
– 90% оксида углерода;
– 60% углеводородов;
– 50% оксидов азота.
В проектируемом автомобиле снижение выбросов связано с уменьшением расхода топлива за счет увеличения КПД трансмиссии и установки на автомобиль усовершенствованного двигателя.
4.2 Экологическая оценка выбросов
Причинами загрязнения воздуха от автотранспорта являются:
– плохое состояние технического обслуживания автомобилей, – низкое качество применяемого топлива,
– неразвитость системы управления транспортными потоками,
– низкий процент использования экологически чистых видов транспорта.
При эксплуатации легкового автомобиля выходит 1.35 кг резиновой пыли в год. Выброс асбестовой пыли 0.8 – 1.5 кг/год. Так же идут выбросы следующих вредных веществ: углеводороды и их производные, бензол, формальдегид, ацетальдегид, полициклические ароматические углеводороды, оксид углерода, диоксид серы, оксиды азота, сажа, свинец, углекислый газ.
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР Лист
Для СО, NO2, сажи среднесуточное ПДК составляет 3; 0.04; 0.05 мг/м3.
В отработавших газах автомобильных двигателей насчитывается свыше 100 различных компонентов, большинство из которых токсичны.
Существует установленное предельно допустимое содержание токсичных веществ в выхлопных газах автомобилей с 1993 г. В течение каждых последующих 4 – 5 лет Евросоюз ужесточал эти нормы. Для бензиновых двигателей данные нормы приведены в таблице 4.1:
Таблица 4.1 – Предельно допустимое содержание токсичных веществ в выхлопных газах
Норма Год введения
Бензиновые двигатели
CO CmHn NOx
Евро-1 1993 2.72 0.97*
Евро-2 1996 2.2 0.5*
Евро-3 2000 1.5 0.17 0.14 Евро-4 2005 1.0 0.1 0.07 Евро-5 2009 1.0 0.1 0.06
*Сумма CmHn + NOx
В проектируемом автомобиле выбросы вредных веществ бензиновым двигателем осуществляется согласно Евро – 4.
4.3 Расчет платы за выбросы загрязняющих веществ в атмосферу от передвижных источников
Плата за негативное воздействие на атмосферный воздух выбросов от передвижных источников, в частности от автотранспорта, рассчитывается в соответствии с постановлением Правительства Российской Федерации от 12 июня 2003 г. № 344 [16]. Плата за загрязнение природной среды является обязательной для внесения в бюджет для так называемого «офисного природопользователя», использующего автотранспортное средство.
Плата за выброс загрязняющих веществ автомобилем рассчитывается по формуле:
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР Лист
(4.1) где Кэк
коэффициент экологической ситуации и экологической значимости атмосферы в данном регионе (для Уральского экономического региона Кэк 2);
Кдоп коэффициент, учитывающий месторасположение предприятия относительно городской черты, применяется при выбросе загрязняющих веществ в атмосферный воздух городов, Кдоп 1.2;
Кинф коэффициент, учитывающий инфляцию, устанавливается в соответствии с федеральным законом о федеральном бюджете (коэффициент инфляции (официальные данные на 2013 г) равен 2.20);
n
число типов транспортных средств, n 1;Рк норматив платы, установленный Правительством РФ от 12.06.2003г. № 344, за выбросы, образованные при использовании 1 тонны i – го вида топлива транспортными средствами к–го типа,
3 .
к 1
Р руб;
Тi количество i – го типа топлива, израсходованного автомобилями за отчетный период, т.
Количество i – го типа топлива, израсходованного автомобилем за отчетный период, тонн, рассчитывается по формуле:
, 10
3 i i iki
V P N
Т
(4.2) где Vi расход топлива i – го вида, израсходованного автомобилем за отчетный период, л;При годовом пробеге автомобиля равном 50 000 км и количестве дней эксплуатации равном 200 получаем:
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР Лист
,
к 1 n
к i инф
доп
эк
К К Р Т
К
П
Для прототипа: Vi 7050л.
Для проектируемого автомобиля: Vi 5500л.
Pi плотность i – го вида, израсходованного автомобилем за отчетный период, кг/л (для АИ – 92 – 0.735г/см3);
Nik
количество автомобилей, Nik 1.
Для прототипа: Ti 10 3 7050 0.735 1 5.182 т.
Для проектируемого автомобиля: Ti 10 3 5500 0.735 1 4.043 т. В этом случае плата за негативное воздействие на атмосферу будет равно:
Для прототипа: 2 1.2 2.20 1.3 5.182 35.57 .
1
1
руб П
к
Для проектируемого автомобиля: 2 1.2 2.20 1.3 4.043 27.75 .
1
1
руб П
к
Выгода составит: 22%
57 . 35
75 . 27 57 .
35 .
4.4 Расчет выбросов СО2
Влияние парникового эффекта на климат в зависимости от концентрации СО2
– широко известный фактор, поэтому основной вклад в токсичность выхлопных газов несет именно этот компонент.
Расчеты выбросов углекислого газа (СО2) лучше всего поддаются контролю, поскольку они базируются на уравнении окисления углерода:
С + О2 = СО2 .
На 12 атомных масс углерода приходится 44 массы двуокиси углерода.
Соответственно, на одну атомную массу углерода приходится
12
44 массы двуокиси углерода, т.е. на каждую сожженную тонну углерода выбрасывается
12 44
или 3.67 тонн двуокиси углерода.
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР Лист
Для прототипа:
В бензине содержится 85% С, а т.к. используется Ti=5.182 тонны в год, то С=4.405 тонн в год. Следовательно,
т 17 . 16 67 . 3 405 .
2 4
CO .
Для проектируемого автомобиля:
В бензине содержится 85% С, а т.к. используется Ti=4.043 тонны в год, то С=3.437 тонн в год. Следовательно,
т 6 . 12 67 . 3 437 .
2 3
CO .
Снижение выбросов CO2 в проектируемом автомобиле по сравнению с прототипом составит:
%.
6 . 7 24
. 16
6 . 12 7 . 16
CO2
4.5 Вывод
Проектируемая трансмиссия вместе с усовершенствованным двигателем повлияет не только на тяговые характеристики и проходимость, но также благоприятно повлияет на вредные выбросы в атмосферу, снижая выбросы двуокиси углерода на 24.6%
CO2 . Также прибыль за негативное воздействие на атмосферу по сравнению с прототипом составит П 22%.
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
ВКР 23.05.01.2019.622. ПЗ Лист
5 ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ
5.1 Экономическое обоснование проекта
Целью экономической части проекта является, определение экономической эффективности установки на автомобиль Шевроле-Нива новой механической коробки передач. Конструкция новой коробки не имеет принципиальных отличий в производстве и эксплуатации. Ее производство возможно на том же оборудовании и технологической базе. Основное отличие данного внедрения заключается в отказе от раздаточной коробки путем конструктивных особенностей самой коробки передач и внедрения в нее межосевого дифференциала.
Цель экономического обоснования – показать, что предлагаемая в дипломе конструкция, обеспечивающая улучшение ряда технических и эксплуатационных характеристик и показателей, экономически целесообразна к применению. Это может послужить, прежде всего, к снижению расхода топлива, эксплуатационных материалов, снижению стоимости всего автомобиля.
Проектируемый узел, из – за упрощения самой конструкции позволит улучшить такие показатели, как надежность, долговечность всего автомобиля.
Перечисленные показатели положительно скажутся на рынке продаж автомобилей аналогичного класса импортных аналогов, сделает автомобиль конкурентно способным.
Базовый вариант:
– 5 – ступенчатая трехосная коробка передач с раздаточной коробкой Проектный вариант:
– 4 – х ступенчатая коробка передач с самоблокирующимся межосевым дифференциалом.
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
5.2 Затраты на проектирование и испытание
Расчет затрат на проектирование представлено в таблице 5.1:
Таблица 5.1 – Затраты на проектирование и испытание
№ Виды работ Затраты на
проектирование, ч
Средняя часовая заработная плата, руб.
Заработная плата, руб.
1 Эскизный проект 80 45 3600
2 Технический проект 150 45 6750
3 Разработка технической
документации 200 45 9000
4 Отладка опытного образца 100 45 4500
5 Испытания на надежность 150 45 6750
6 Эксплуатационные
испытания 300 45 13500
7 Корректировка
технической документации 100 45 4500
Итого: 1080 48600
В том числе одним из пунктов общехозяйственных расходов являются затраты на проектирование, расчет которых приведен в таблице 6.4. Затраты на проектирование, отнесенные на себестоимость единицы продукции определятся по формуле:
, / пр
ПРсумм
ПР З В
З (5.1) где ЗПРсумм – суммарные затраты на проектирование;
Впр = 1000 шт. – проектируемый выпуск машин.
. 60 . 48 1000 /
48600 руб
ЗПР
5.3 Расчет себестоимости изготовления проектируемой конструкции
Производим расчет себестоимости четырех ступенчатой коробки передач для автомобиля Шевроле-Нива.
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР
Себестоимость – это текущие затраты предприятия на производство и реализацию продукции, выраженные в стоимостной форме. Определение себестоимости проводим по статьям калькуляции согласно:
1. Сырье и материалы;
2. Возвратные отходы (вычитаются);
3. Комплектующие и полуфабрикаты, приобретенные со стороны;
4. Топливо и электроэнергия;
5. Основная заработная плата основных производственных рабочих;
6. Дополнительная зарплата основных производственных рабочих;
7. Отчисления на социальное страхование;
8. Расходы на содержание и эксплуатацию оборудования (РСЭО);
Пункты 1 – 8 дают технологическую себестоимость;
9. Общепроизводственные расходы;
Пункты 1 – 9 дают цеховую себестоимость;
10. Общехозяйственные расходы;
Пункты 1 – 10 дают производственную себестоимость;
11. Внепроизводственные расходы.
Пункты 1 – 11 дают полную себестоимость.
5.3.1 Расчёт статьи затрат «Сырьё и материалы» производим по формуле:
, 100 / 1 ТЗР
М
МQ k
Ц
М (5.2) где ЦМ – оптовая цена материала, руб.;
Изм. Лист № докум. Подпись Дата
Лист
23.05.01.2019.622. ПЗ ВКР