Инерционное нагружение элементов гидравлического амортизатора в подвеске транспортных машин Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК621.435.3219.5 П.Д. БАЛАКИН *

Э.А. КУЗНЕЦОВ C.B. АЛФЕРОВ В.А. ЛОБОВ П.А. ПРОЗОРОВ

Омский государственный технический университет'

Омский танковый инженерный институт

ИНЕРЦИОННОЕ НАГРУЖЕНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО АМОРТИЗАТОРА

В ПОДВЕСКЕ ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН

Уточнена расчетная нагрузка проблемного элемента — направляющей втулки гидравлического амортизатора с угловым движением последнего на основе кинематического и кинетостатического моделирования механизма подвески транспортных машин.

Гидравлические амортизаторы являются составной частью подвески большинства транспортных машин, поскольку являются простыми, компактными. серийно выпускаемыми и практически необслуживаемыми комплектующими изделиями, обеспечи-вающимив широком частотном диапазоне надежное преобразование энергии вынужденных колебаний опорных узлов движителя в тепловую энергию, рассеиваемую корпусом амортизатора в окружающую среду.

Амортизатор имеет две точки базирования, одна из которых расположена на корпусе (стойке) машины, вторая - на подвижном опорном звене подвески, воспринимающем кинематическое возбуждение со стороны дорожного полотна. Опорное звено

подвески чаще всего исполняется рычагом с возможностью его вращения в сайлент-блокеотносительно корпуса машины, поэтому подвижная точка базирования амортизатора перемещается по плоской круговой траектории с радиусом, равным расстоянию отточки базировании до оси сайлент-блока.

Размещение амортизатора в компоновочной схеме подвески выбирают, как правило, таким образом, чтобы геометрическая ось симметрии амортизатора во время рабочего и обратных ходов составляла бы малый угол с направлением движения подвижной точки его монтажа. Такое размещение амортизатора следует признать рациональным, поскольку малый угол давления обеспечивает близкое к продольному силовое нагружение штока

Рис. 1. Схема передней двухрычажной подвески (левая сторона). 1 - поперечина передней полесски, 2 - лонжерон передней подвески, 3 - ось верхнего рычага, Л - резиновая втулки, 5 - верхний рычаг, 6 - пружина, 7 - рслпюиоя втулка, 8 - гайка, 9 - амортизатор, 10 - верхняя шаровая опора, 11 - ступица переднего колеса, 12 - наружный роликовый подшипник, 13 - ось поворотного кулака, 14 - внутренний роликовый подшипник, 15 - поворотный кулак, 16 - нижняя шаровая опора, 17 - нижний рычаг, 18 - болт крепления амортизатора, 19 - резиновая втулка, 20 - кронштейн амортизатора, 21 - ось нижнего рычага, 22 - резьбовое отверстие

амортизатора, как это реализовано, например, в передней подвеске рычажного типа многих легковых автомобилей (рис. 1).

Однако по многих практически важных случаях имеет место дефицит пространства для рационального размещения амортизатора и его приходится устанавливать со значительным начальным углом давления. Второй причиной нерациональной компоновки амортизатора является необходимость реализации значительных ходов опорных звеньев подвески при ограниченном ходе штока амортизатора. И наконец. наличие значительного начального угла давления обосновано необходимостью направленного демпфирования пространственных колебаний подрессоренной массы.

В этих условиях схема подвески исполняется механизмом, имеющем передаточную функцию угловой скорости отопорного рычага подвески к угловой скорости движения оси амортизатора, который в такой кинематической схеме выполняет роль кулисы (рис.2).

Угловое движение оси амортизатора при такой его компоновке в подвеске сопровождается переменным по знаку и модулю угловым ускорением, значение которого может быть большим, что вызывает адекватное моментное инерционное пагружеиие амортизатора.

Этот вид на гружен и я амортизатора является крайне неблагоприятным, поскольку момент инерционных сил до,1\жен быть скомпенсирован парой сил, являющихся нормальными реакциями кинематической пары «поршень-цилиндр» амортизатора и повторяющейся связи «шток - направляющая втулка». причем плечо этой пары при работе амор гизатора переменно. Минимальный размер плеча имеет место при максимальной дли не амортизатора (рис. 2) в

положениях, когда шток максимально выдвинут из корпуса. В целом, в зонах взаимодействия штока аморгизатора с его корпусом боковые реакции способны вызвать значительные удельные давления на активных поверхностях, причем это давление в силу ограниченной площади соприкосновения будет определяющим именно в соединении «шток - направляющая втулка», вызывая ее износ, образованней после-

дующую перекладку зазора и, как следствие, прогрессирующий износ и разгерметизацию амортизатора.

Как показала практика эксплуатации амортизаторов с угловым движением, соединение «шток -направляющая втулка» является ресурсоопреде-ляющим, поэтому моделирование силовых условий работы этого соединения, в котором дополни тельно имеет место интенсивное скольжение активных поверхностей, причем в эту зону трения, несмотря на наличие защиты от внешней среды, не исключено попадание влаги, абразивных частиц, является актуальным. Как показано в [1-3|. не менее важно иметьнаучно обоснованные рекомендации по ослаблению вредных факторов, снижающих работоспособность проблемного соединения с целью повышения ресурса амортизатора и подвески машины в целом.

Очевидно, что первым этапом моделирования условий функционирования амортизатора с угловым движением является получение кинематических соотношений, связывающих параметры кинематического возбуждения со стороны дорожного полотна с характеристиками углового движения амортизатора.

Вторым этапом моделирования является кинето-статическое исследование элементов механизма подвески с целью уточнения картины силового натру-жения связей и относительного движения активных поверхностей в связях для прогнозирования ресурса проблемной пары и поиска технических решений по ослаблению вредных факторов.

1. Варианты кинематических моделей механизма подвески транспортных машин

В качестве примера рассмотрим схему механизма

подвески тяжелой многоцелевой 1усеиичной машины.

создаваемой на базе среднего танка (мосгоукладчик,

эвакуатор, бульдозер, роторный канавообразователь.

топливозаправщик и др.). Эта схема {рис. 2) выбрана

но причине ярко выраженного изначального углового

монтажа амортизатора, обеспечивающего ходом Н

штока*260 мм динамический ходй опорного

катка до 5 «350 мм, причем в момент выборки дин

динамического хода геометрическая ось амортизатора располагается практически горизонтально.

Основной кинематической моделью может служить векторное представление линейных размеров звеньев механизма (рис. 2), которые связаны условием замкнутости контура:

(1)

Впер

Введя абсолютную систему координат ХСУ, как показано на рис. 2, и спроектировав 11) на оси X и У получим рабочие алгебраические уравнения, связывающие линейные и угловые «,[} размеры. После дифференцирования конечное выражение передаточной функции скорости Пш механизма подвески будет таким:

Рис. 2. Механизм подвески и геомстро-аналитичсскис соотношения при разложении движения | - размер стойки, г - длина опорного рычага. - переменный размер амортизатора (кулисы), Ув, , Уск - скорости подвижной точки крепления

амортизатора: абсолютная, переносная, относительная соответственно

1Т

ачортиитоа» Г ------!---->— = —СОЯ у

^Л.а.м/'ип. I*

'(л1ЛЛ|1СМСи

где = I* + г2 -21,г, созс*, причем

= г К

(2)

(3)

Здесь ко всех выражениях « - выполняет роль обобщенной координаты механизма подвески.

Алгоритм реализации модели определяет то обстоятельство, что I, = const, г = const и они известны, следовательно, задавая «, вычисляем )Е, затем угол у и, как следствие, П°.

Численный анализ передаточной функции при конкретных кинематических размерах механизма подвески показал, что угловое преобразование движения от балансира к амортизатору в диапазоне

изменения динамического ходаб.,,,, опорного катка

А»1"

меняется практически линейно со средним значением передаточной функции п® = 1.66. Это означает, что в исследуемой схеме нелинейность преобразования движения выражена слабо, т.е. нет внутренних причин, обусловленных метрикой механизма, вызывающих неравномерность углового движения оси амортизатора.

Таким образом, основным источником неравномерного зависимого углового движения оси амортизатора является характер и параметры внешнего кинематического возбуждения механизма подвески. Опыт эксплуатации транспортных машин с гусеничным движителем показывает, что внешнее возбуждение можно разделить на низкочастотное со стороны регулярного дорожного полотна; высокочастотное из-за звеичатого строения беговой дорожки гусеницы и переменной жесткост и ее обрезиненной части, взаимодействующей с опорным катком и, наконец, импульсное возбуждение, близкое к ударному, при преодолении единичных препятствий - камней, пней, бревен, разноуровневых стыков и др. [4,5].

Реально внешнее возбуждение проявляется в совокупности всех обозначенных признаков, а предлагаемая декомпозиция удобна лишь в выделении факторов, вызывающих значительные угловые ускорения амортизатора и, как следствие, значи тельное инерционное ого нагружение. Как показал анализ, крайне неблагоприятным является импульсное нагружение механизма подвески от единичных препятствий, а также высокочастотное возбуждение от параметрических свойств движителя.

Второй разновидностью кинематической модели механизма подвески могут быть геме гро-кинемати-ческие соотношения, в основе которых лежит разложение сложного движения корпуса амортизатора на переносное и относительное.

Обратимся вновь к рис. 2. на котором приведен изменяемыйтреугольникзвеньев:стойка lj. балансир г, амортизатор lv и треугольник линейных скоростей со сторонами VR — вектором абсолютной скорости точки крепления амортизатора па рычаге

балансира, Vn —переносной скоростью точки В, °пер

принадлежащей амортизатору и Уск - скоростью относительного движения штока амортизатора относительно корпуса последнего. Векторы связывает векторное уравнение

V,

VB = VBnop + VCK .

(41

Обозначим абсолютные угловые скорос ти балансира и амортизатора0)бал и о>ам соответственно, получим

B„cp = VBC0Sy'T0,'Aa

°Y>aArcosY = ft)aM,I и передаточная функции скорости будет такой:

0)

rjen _ waM _

ш

бал

cosy.

Отметим полное совпадение (5) и |2).

Перейдем к составлению варианта кинематической модели, которую, на наш взгляд, можно отнести к обобщенной, поскольку в ее состав включены конструкторские размеры «а» и «в» стойки, определяющие общее размещение механизма на корпусе машины.

Такая модель позволяет оценить влияние монтажных размеров «а» и «в» на кинематические свойства механизма подвески и подобрать рациональные значения «а» и «в» в рабочем пространстве, отводимом мя размещения амортизатора.

Введем две системы координат, как показано на рис. 3.

Связь между координатами двух систем

х0 = х + а

у0 = у-в

или

х = х0+а

У = Уо-°-

Координата точки В в системе ХОУ при отчете углаф против хода несовой стрелки

х3 = rcos<p,

yB = rsm<p.

17)

Преобразуем (7) в абсолютную систему координат (X0CY0), связанную началом с точкой С - центром верхнего шарнира амортизатора:

х^1 = rcos<j>+a.

х^ = simp-в

Ш)

>о > С

х0

г Vc -

* к О

у^^уууУ/

/-115

VB=°W:VBnep=a

ам

lv

причем

Рис. 3. К составлению обобщенной кинематической модели механизма подвески

Огметим, что п позиции выборки статического хода6ст координаты точки В вполне конкретны. Общее уравнение связи будеттаким:

(9)

г - соб^ ф+ 2г • а созф+ а 2 + г2 5т'2 <р - 2гвб1 п ф+в2 = )2. Последнее можно упростить до вида:

г2 +12 +2гасо5ф-2гв8тф = 1|,

(101

здесь =а2 +в2.

81п(ф0 + ^)= или

«V

(Ш

Уравнения (10} и (11) полностью определяют суммарный размер 1у и положение оси амортизатора в плоскости его установки.

Перемещение штока амортизатора относительно корпуса последнего определится разностью начальной длины 1 \ НЙЧ и текущей, т.е.

5 = 1Енач~11'

(12)

а скорость скольжения опока в направляющей втулке определяется как Уск = и будет существенно переменной величиной, зависимой как от параметров внешнего кинематического возбуждения, так и от кинематических размеров стойки и звеньев, составляющих схему механизма подвески.

2. Графоаналитическая модель кинематики механизма подвески МГМ и определение модулей кинематических параметров движения звеньев при различных скоростях движения в условиях естественных трасс

При моделировании кинематического возбуждения подвески МГМ со стороны дорожного полотна,

последнее удобно представить регулярной, периодической функцией вида [ 1,3):

У = УрСО-ЧО)!

(13)

где у —текущее вертикальное отклонение профиля от базовой горизонтали. у0 — амплитудное отклонение профиля.

Вертикальная скорость движения цен тра масс машины ограничена энергоемкостью подвески машины [4,5} и в первом приближении может быть определена как

^'»-^.-у^пон,

(14)

положив в (14) 51В(М - 1, опуская знак, получим

V1"!

Уо

(15)

Угловую частоту (У. определенную по (15), можно принять для расчета параметров движения подвижной точки базирования амортизатора при низкочастотном кинематическом возбуждении от дорожного полотна.

Вертикальное ускорение центра масс машины также имеет пороговые ограничения, определяемые неблагоприятным физиологическим воздействием на экипаж. Ограничения имеют различные значения от 30 м/с* при длительном идо 100 м/с' при кратковременном проя вле пиях.

Поскольку ^г = -умасо8<»1, положив сояы = 1, опуская знак, получим

(И'

Уо0)

тогда угловое ускореннее балансира можно принять:

г

(10)

В целом, векторные уравнения кинематики механизма подвески будут таким и (рис.4). По линейным скоростям:

V'! = V ГЯор. + \'||оп|.

117)

Впер

Рис. 4. К определению кинематических характеристик механизма подвески

По ли ней н ым у с корен ия м: аи = а» ♦аи и

а,, = авпор *■ ав1л.-р ♦ а,^,

(18)

где ак - ускорение Кориолиса. ак =2(оУВоП1

Как показал численный анализ кинематической модели (17) и (18) придвижснии машины с предельной скоростью по регулярному профилю с параметрами, определяемыми обозначенными ограничениями, приняв г = 0,35м, получим порядок максимальной величины о> = 8 1/с, а при а,\ - 30м/с, угловое ускорение балансира е = 85,7 с'2.

Исследование влияния высокочастотного возбуждения из-за звончатого строения гусеницы и переменной жесткости обрезиненной части, взаимодействующей с опорным катком, при упругой просадке оси опорного катка Ду = 2,5мм и частоте, определяемой шагом р трака гусеницы показало, что в зависимости от скорости движения машины порядок параметров входного движения <о и с будет таким: о = (0,25 - 0,87) 1/с; « = (18,3 - 214)1/с2, а тангенциальное ускорение а„ = (6,4 - 74,9)м/сг, при скоростях движения от 20 км/час до 70 км/час соответственно.

Проход машиной единичного препятствия высотой Ду =0,1м с продольным размером в один трак при моделировании движения дает следующий порядок значений^ ие в принятом диапазоне изменения скоростей движения машины от 20 км/час до 70 км/час. со = (10,2 - 34,8) 1/с; £ = (732 - 8560) 1/с'2, при этом = (256 — 2996} м/с2. Угловое ускорение б^оси амортизатора но своему значению близко к е.

Таким образом, как показывает порядок величин кинематических параметров движения звеньев, наиболее неблагоприятным является именно последний из рассмотренных видов кинематического возбуждения подвески, причем наиболее значимыми являются тангенциальные компоненты линейных ускорений и инерционное нагружение амортизатора в направлении, перпендикулярном его оси. будет определяющим.

3. Инерционная характеристика амортизатора

Рассматривая амортизатор как звено (кулиса) механизма подвески, основной особенностью которого является его переменный кинематический размер и, отметим, что это обстоятельство приводит к переменной инерционной характеристике амортизатора. В процессе динамического хода подвески ось амортизатора совершает относительно стойки вращательное движение вокруг точки С ее закрепления. при этом центр масс штока перемещается по окружности, а центр массБ2 корпуса амортизатора перемещается по сложной траектории и размер СБ2 будет переменным.

Приведенный к точке С момент инерции такой составной кулисы можно определить как для системы двух материальных тел, а именно (рис. 5):

л

ЛПр = -13 + ГП^СБ^ + + 2

(19)

Поскольку С$2 = ВС-В52 = и • В5>, причем ВБ, = соп$1, а 1? = +- 2101, соэа, то, имея массовые характеристики т2. т3, .1.,, получимлп|> по (19). Значение^ будет переменным, кратно

уменьшаясь в период выборки динамического хода, при уменьшении обобщенной угловой координаты <х. Таким образом, близкое к максимальному значениеимеет в начальный момент вынужденного движения опорного катка, отметим при этом, что в такой позиции расстояние И между поршнем амортизатора и направляющей втулкой, являясь плечом реакций, будет минимальным Ьт „.

Обозначим М™х максимальное значение момента инерционных сил, действующих на амортизатор. Это значение изберем из массивов значений МИ|,, полученных при исследовании режимов работы подвески:

мгиах _ . I мин г'3 ^Р1

(20)

где£3 - угловое ускорение оси амортизатора в переносном вращательном движении, определенное из кинематических моделей;

^ир _ приведенный к точке С момент инерции системы «корпус амортизатора - шток».

ОбозначимЬт-П минимальное расстояние от центра направляющей втулки до центра поршня штока амортизатора, которое примем за плечо реакций двухподвижной связи штока с корпусом амортизатора в предположении, что распределенные по активным поверхнос тям втулки и поршня силы дадут равнодействующие, проходящие через геометрические центры номинальных контактных поверхностей. Значение также отбирается из массивов ею значений, полученных при исследовании работы подвески вблизи зоны выборки статического хода подвески. Тогда можно записать:

р _ * *нн

14 шах - "г

пип

(21)

Примем для количественной оценки Л,,, = 4 кгм2;

= 8560 1/с, Пт|Г1 = 50 мм, получим из кинетостатической модели Ктах = 684800 Н, что является исходной величиной, ко торую следует заложить в проектных расчетах размеров направляющей втулки, поскольку, по нашему мнению, расчетная нагрузка при создании этого элемента конструкции была занижена, что и объясняет его низкий ресурс.

Результаты кииетостатического моделирования, переменные модуль и направление реакций активных поверхностей являются исходной информацией для определения интенсивности их износа и, следовательно, прогнозирования ресурса.

Рис. 5. Инерционная характеристика амортизатора

В первом приближении удельное давление р в цилиндрическом соединении может быть определено как

Р =

2R

ЛВр

(22)

где в - длина направляющей втулки; р - радиус

штока и

2R

пи» Л1ф

Скорость изнашивания, определяемая величиной износа в единицу времени, будет такой:

ft = — = kpmVc" , dt

123)

гдед — величина износа, Усж - скорость скольжения, ш — эмпирический показатель степени, зависимый от вида взаимодействия активных поверхностей, п1=1+3; п - эмпирический показатель степени, зависимый от вида изнашивания. п = 1-2, к - эмпирический коэффициент износа, численно равный скорости износа при р = 1 МПа; У^ = 1 м/с.

Для приработанных поверхностей можно принят.

9 = — = kpV. . dt

(24)

Поданным [6j средний износд(|1 проработанных поверхностей за 100 час при средней скорости скольжения до 2 м/с и р= 10- 10*Па составляет 2 мкм, во всех иных случаях его следует определять по (23), с использованием эмпирической справочной информации (б|.

Специфика исследуемого проблемною подвижного соединения состоит в том, что величины, определяющие износ активных поверхностей в нем, являются переменными. Следовательно, интенсивность износа и проектный расчет ресурса соединения следует вести по максимальным значениям Rmax

и vfr-

Величина износа л в общем случае при переменных р и VCK определяют но формуле

Л = к ! р VCRdt

i)

(25)

Ресурс соединения определяется временем достижения предельного значения износа л, при котором образуется зазор, перекладка последнего сопровождается ударным взаимодействием поверхностей, при этом силовое взаимодействие поверхностей кратно увеличивается и износ поверхностей интенсивно нарастает до возникновения разгерметизации соединения и выхода амортизатора из эксплуатации.

Библиографический список

1. Дмитриев A.A.. Чобитох В.А.. Гельминов AB. Теория и расчет нелинейных систем нодрессоривания гусеничных машин. М , Машиностроение. 1976. 207 с.

2. Аврамоп В.П.. Калейчев Н.В. Динамика гусеничной транспортной машины при установившемся движении по неровностям. Изд-во Харьковского ун-та, 1980. 112 с.

3. Силаев Л.Л.Спектральная теория подрессоривания транспортных машин. М. Машгиз. 1963. 166 с.

4. Балакин 11 Д.. Кузнецов Э.А.. Денисенко В И . Алферов С.В . Князькин О !1 Предельные режимы движения многоцелевой гусеничной машины по критерию полного использования возможностей энергоемкости подвески Омский научный вестник. NeV. 20U6. С 96 - 98.

5 Балакин Г1 Д. Кузнецов ЭЛ. Денисенко В И.. Князькин О Н. Предельные скорости движения многоцелевой гусеничной машины в условиях естественных трасс по критерию .энергоемкости подвески. Материалы научно-технической конференции «Броня-20(16». Многоцелевые гусеничные и колесные машины: разработка, производство, модернизация и эксплуатация. Омск. 200!). С 64-68.

6. Трение, изнашивание и смазка: Справочник В 2-х томах./ Под ред. И.В. Крагельского М.. 1979

БАЛАКИН Павел Дмитриевич, дт.н., профессор, зав. кафедрой теории механизмов и машин Омского государственного тех и ического университета. КУЗНЕЦОВ Эрнст Андреевич, к.т.н., профессор, зав. кафедрой технической механики Омского танкового инженерного института.

АЛФЁРОВ Станислав Владимирович, к.т.н ., научный сотрудник ОТИИ.

ЛОБОВ Владимир Анатольевич, аспиран г ОмГТУ. ПРОЗОЮВ Павел Александрович, аспирантОмГТУ.

Статья поступила в редакцию 13.11.06 г. © Балакин П.Д., Кузнецов Э.Л., Алфёров C.B., Лобов В.А., Прозоров П.А.

Российские научные журналы

"Прикладная механика и техническая физика"

Основан в I960 году. Журнал публикует оригинальные стать и и заказные обзоры но механике жидкости, газа, плазмы, динамике многофазных сред физике и механике взрывных процессов, электрическому разряду, ударным волнам, состоянию и движению вещества при сверхвысоких параметрах, теплофизике, механике деформируемого твердого тела, композитным материалам, методам диагностики газодинамических физико-химических процессов. Журнал переводится на английский язык под названием «Journal of Applied Mechanics and Technical Physics» и распространяется за рубежом американским издательством «Kluwer Academic/ Plenum Publishing Corporation».

Журнал выходит б раз в год. Индекс по каталогу "Роспечати" - 70295.

Адрес редакции: 630090. Новосибирск, Ул. Терешковой. 30. Редакция журнала "Прикладная механика и техническая физика". Тел.:(383)330-40-54; e-mail: pMTF@ad-sbras.nsc.ru

Подписаться на журнал можно в отделениях Агентства «Роспеча ть» или в Издательстве СО РАН.

Отдел маркетинга: Ардеева Альбина Витальевна. Тел./факс: (383)330-17-58; Факс:(383)333-37-55,

E-mail: sprice@ad-sbras.nsc.ru