CC BY
21
DOI: 10.1 8721 /JEST.2401 12 УДК 62-529
Н.В. Бабанин
Санкт-Петербургское государственное бюджетное профессиональное образовательное учреждение «Автотранспортный и электромеханический колледж»,
Санкт-Петербург, Россия
ДИНАМИКО-АМОРТИЗАЦИОННАЯ ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ СИСТЕМА ПОДВЕСКИ
Объектом исследования является разработанная автором конструкция подвески с динамико-амортизационной гидравлической системой (ДАГС), предупреждающая резонансные частоты за счет использования современных инертных компонентов, таких, как силиконовое масло и газ азот, с автоматическим регулированием давления в газовой камере. С целью выявления эффективности влияния установки подвески с системой ДАГС на мобильное энергетическое средство (улучшение условий движения оператора и главных технических показателей — производительности, надежности, экономичности, эргономичности) проведен ее расчет. На основании полученных теоретических частотных характеристик сделаны выводы об улучшении условий движения оператора. Отмечен факт предупреждения неблагоприятных частот путем увода в нерезонансную область и снижение данных частот на 27,7 % за счет диссипативных свойств силиконового масла, обеспечивающего стабильные рабочие характеристики.
ПОДВЕСКА; ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ СИСТЕМА; РЕЗОНАНСНЫЕ ЧАСТОТЫ; НАДЕЖНОСТЬ; ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ; БЕЗОПАСНОСТЬ.
Ссьлка при цитировании:
Н.В. Бабанин. Динамико-амортизационная гидравлическая система подвески // Научно-технические ведомости СПбПУ. Естественные и инженерные науки. 2018. Т. 24. № 1. С. 122—129. DOI: 10.18721/JEST.240112.
N.V. Babanin
St. Petersburg State Budgetary Professional Educational Institution «Auto transport and electromechanical college», St. Petersburg, Russai
DYNAMIC-DAMPING HYDRAULIC SUSPENSION SYSTEM
The object of the study is an original hydraulic suspension system with dynamic damping (DDHS) which suppresses resonant frequencies by using modern (inert) components such as silicone oil and Nitrogen gas with automatic regulation of pressure in the gas chamber. A calculation of the installation was carried out in order to determine whether it can effectively influence the mobile energy suspension with the DDHS system to improve the operator's traffic conditions and the main technical indicators (performance, reliability, economy, ergonomics. Based on the theoretical frequency characteristics obtained, conclusions are drawn about improving the conditions of motion of the operator. It was found that it is possible to suppress unfavorable frequencies by deflecting them to the off-resonance region; a reduction of these frequencies by 27,7 % was observed, due to dissipative properties of silicone oil, which provides stable performance.
SUSPENSION; HYDRAULIC SYSTEM; RESONANT FREQUENCIES; RELIABILITY; PERFORMANCE; SAFETY.
Citation:
N.V. Babanin. Dynamic-damping hydraulic suspension system. St. Petersburg polytechnic university journal of engineering science and technology, 24(01)(2018) 122—129, DOI: 10.18721/JEST.240112.
Введение
Динамические перегрузки мобильных энергетических средств (МЭС) — весьма значимый аспект, влияющий на важные технические показатели: производительность, надежность, экономичность, эрго-номичность.
Данной проблемой занимались В.А. Ани-лович, И.Б. Барский, В.П. Гуськов, И.П. Ксеневич и другие. В результате исследований этих ученых были разработаны более эффективные конструкции, снижающие динамические перегрузки.
После обзора предшествующих конструкций и выявленных недостатков автором была разработана динамическая амортиза-ционно-гидравлическая система (ДАГС), которую целесообразно использовать для защиты от повышения динамических перегрузок и улучшения упомянутых основных технических показателей [10].
Целью было разработать конструкцию подвески и провести теоретический анализ конструкции и системы ДАГС.
На рис. 1 изображена проектируемая конструкция подвески с системой ДАГС.
Работает подвеска следующим образом: при движении транспортного средства (ТС) по неровностям дороги возникают переменные силы, вызывающие колебания, которые передаются через колесо 1, стойку 2, рычаги 3, вал 8 на силовой квадрант 7. Верхние рычаги 3 жестко соединены с валом 8 силового квадранта 7, в результате чего на валу 8 возникает переменный крутящий момент ±Мк. Момент ±Мк перемещает лопастник 4 через вал 5, возмущая систему ДАГС, представленную на рис. 2 [13, 14].
Рис. 1. Подвеска для гусеничной или колесной техники
Fig. 1. Suspension for crawler vehicles or wheeled
Подвеска состоит из неподрессоренных частей (колесо 1) и подрессоренных (стойка 2, нижний и верхний рычаги 3, гидролинии 4, силовой квадрант 7, гидрогазовые аккумуляторы 5, 6).
Рис. 2. Динамическая амортизационно-гидравлическая система Fig. 2. Dynamic shock-hydraulic system
Система ДАГС (см. рис. 2) включает следующие элементы: 1 — гидрогазовые аккумуляторы; 2 — регулируемые дросселирующие клапаны; 4 — лопастник силового квадранта, разделяющего корпус 3 на полости А и В; 5 — вал лопастника; 6 — датчик вибрации; 7 — электронный блок управления; 8 — пневматический ресивер; 9 — управляемые индукционные клапаны [3].
Работает система ДАГС следующим образом: крутящий момент ±Мк вызывает перемещение лопастника 4, который
вытесняет из полости А или В масло ПМС-200 в регулируемый дроссель 2 к гидрогазовому аккумулятору 1, деформируя в нем мембранную пружину (отделяющую азот от масла ПМС-200) на определённую степень сжатия согласно условию ±Мк> Дж [3, 8, 9, 12].
Рабочими средами в системе ДАГС служат азот и масло ПМС-200.
Азот — инертный газ, взрывобезопасен, не взаимодействует с кислородом, водородом, металлом, не окисляет среду, предупреждает появление коррозии, соответственно обеспечивает заданный конструктором ресурс. Стоимость азота — всего 250 рублей за 10 литров, в то время как рабочий объем одного аккумулятора составляет около 2 литров.
ПМС-200 обладает следующими преимуществами: нетоксичностью по сравнению с другими маслами; широким диапазоном рабочих температур (от —100 до
+300 °С); незначительным изменением вязкости при высокой температуре (в 3 раза лучше минеральных масел); слабой сжимаемостью (используется в качестве гидравлических демпферов); химической инертностью (не разрушает стенки рабочих цилиндров); низким поверхностным натяжением (пеногаситель); стабильными и высокими диэлектрическими характеристиками. Стоимость его — 426 рублей за 10 кг.
Необходимым этапом были теоретические исследования по влиянию крутящего момента ±Мк, возникающего в силовом квадранте, на частоты свободных и вынужденных колебаний остова, а также определение эффективности использования системы ДАГС с силиконовым маслом ПМС-200 в комбинации с азотом на плавность хода остова. Для этого составим схему сил, действующих на колесо (рис. 3).
Mk Ртяг rk
Рис. 3. Силы, действующие на колесо при движении по неровностям пути Fig. 3. Forces acting on the wheel when moving along uneven paths
На колесо действуют: G, G1, G2 — силы сцепного веса колеса, Н; N — нормальная реакция, Н; Pтяг — сила тяги, Н; Pтр — сила трения, Н; Fц — центробежная сила, Н (на схеме рис. 3 обозначено: гк — радиус колеса, м; А — точка взаимодействия колеса с почвой; an — расстояние деформации шины, м; m0 — масса остова, приходящаяся на одно колесо, кг). Кроме этого, на колеса действуют колебания свободных ^ и вынужденных ^ частот.
Чтобы понять, как работает колесо автомобиля (см. рис. 3) и какие силы действуют на него, необходимо воспользоваться законами теоретической механики, в которой давно и качественно изучены данные задачи. Отмечено, что условием движения колеса является равенство крутящего момента на колесе или колесах и момента сопротивления движению, т.е. Мк = Мс [1, 2, 4—7] . Основываясь на равенстве Мк = Мс, рассмотрим связь между силой тяги Pтяг и частотами свободных ^ и вынужденных ^ колебаний остова, возникающих в вертикальном направлении. Для этого необходимо составить сумму всех моментов относительно точки А, т. е. XМ = 0:
X МА = Ml + M2 + Mк
(1)
где (М1 + М2) = Мс — момент сопротивления движению колеса, Н • м; Мк — крутящий момент на колесе, Н • м. Найдем момент
и момент
М1 = G1rk = G cos ark
М2 = Nan •
(2)
(3)
Мс = G cos ark + Nan.
(4)
Момент на колесе найдем как произведение силы тяги Pтяг на плечо г^
Мk = РтягТк. (5)
Используя условие равенства Mc = Mк, получим
G cos afk + Nan = ^ягrk.
(6)
Из (6) выразим массу остова m0, зная, что сцепной вес есть произведение массы на ускорение свободного падения (G = mog):
mo = + Nak (7)
g cos a
Выразим нормальную реакцию N из уравнения статики, которое гласит, что сумма всех сил на вертикальную ось у равна 0 (£Py = 0), то есть
N - R, - G cos a = 0.
(8)
Преобразовав формулу (8) с учетом, что центробежная сила есть отношение произведения массы на квадрат скорости к ра-
диусу кривизны P = N = HV1
m0V
2
, получим
Р
mg cos a.
Подставим (9) в (7), получим
p(-mg cos a + P|.яг + mg cos a)
m =
V2
(9)
(10)
(1 + y '2)3/2
Зная, что tga = y' и p = --—-—, и
учитывая, что sin a =
а значит, sin a =
tga
y'
y
", cos a =
1
a
1
cos a =
>/1 + tg2a 1
+ y" л/1 + y
преобразуем (10) и получим
y "(->/1 + y/2 + P^)
/2
m =
v vd + y '2)3/2
(11)
Зная моменты M1 и M2, найдем момент сопротивления Мс:
Далее будем использовать уже известные аналитические формулы для определения средних частот свободных (12) и вынужденных (13) колебаний остова [10]:
(12)
где С — жесткость подвески остова, Н/м;
2л V
fz =
(13)
где V — скорость движения колеса, м/с; 5* — длинна неровности, м.
=
int X=40j x0=456j уб=408 •,// масштаб по оси х и у координаты точки отсчета double WW12[100060], wd, ct, fi[100000];
float Xp=17, Yp=6.6j // масштаб no осям
int Xo=115/0.256j Yo=134/0.256) // положение точки начала координат float xleft=0.9fj xprav=17.0f, V=14, Cl=l //указывает в начало кривой
MoveToEx{hdcjXo+Xp*xleftj Уо-Ур*зц^(1*ромОЛ 2)/xleft+6.28), NULL)j
for ( double j=xleftj j<xprav; j+=0.001) {
LineTo(hdCj Xo+Xp*j, Уо-Ур*зягЬ(1*рои(\/, 2)/j+6.28))j // программный вид формулы (15)
fclose(PP); >
MoveToEx{hdcjXo+Xp*xleftj Уо-Ур*зя^(4*ромОЛ 2)/xleft+6.28), NULL)j
for ( double j=xleft; j<xprav; j+=0.001) {
LineTo{hdCj Хо+Хр*;ь Уо-Ур*зяМ:(4*рои(У, 2)/j+6.28));
Рис. 4. Фрагмент программы расчета частот колебаний остова в зависимости от силы тяги Fig. 4. Fragment of the program for calculating the vibration frequencies of the core as a function
of the traction force
Подставим (12) в (11), получим
fw _
2CV V(1 + У '2)3/2
У'*(-^+ У" + Ряг )
Общая (резонансная) частота /об колебаний складывается из частот вынужденных колебаний (13) и частот свободных колебаний (12):
+ Р
(14)
f _ 2nV
/об _ 7Г~ +
2CV V(1 + y /2)3/2
У"(-{1 + У" + Ртяг )
(15)
Далее рассчитаем общие частоты колебаний остова /об по формуле (15) в зависимости от изменения силы тяги Ртяг, для этого автоматизируем процесс, используя гибкую среду программирования на языке СИ (фрагмент представлен на рис. 4), с помощью которой получим теоретический массив данных с последующей аппроксимацией полиномиальной зависимости и построением графика функции /об = У(Ртяг) (рис. 5).
Графики представляют: 1 — характеристику базовой подвески; 2 — характеристику опытной подвески; 3 — резонансную область.
Анализ графиков (рис. 5) заключается в сравнении характеристик базовой 1 и опытной 2 подвесок, которые построены по следующим данным: для базовой подвески 1 заданы скорость движения V = 15 км/ч,
жесткость с1 = 4 кН/м, колебания тяги ДРтяг = 0—0,7 кН; а для опытной подвески 2 — скорость V= 15 км/ч, жесткость с1 = 1 кН/м, подстраиваемая автоматической системой ДАГС (рис. 2), колебания тяги в диапазоне 0—0,7 кН. Согласно стандарту ИСО 2631 (условия труда) наиболее чувствительными для человека являются частоты в диапазоне 4—8 Гц, которые на графике отмечены заштрихованной областью 3. В основном здесь возникают резонансные явления, которые влияют на систему «человек — машина», ухудшая главные технические показатели и эргономичность [10].* На графике также можно увидеть самую неблагоприятную частоту в 4,5 Гц при колебании тяги в 0,09 кН: здесь есть вероятность возникновения резонанса, приводящего к аритмии сердечной мышцы, ее длительное воздействие может привести к инфаркту миокарда. С использованием системы ДАГС удалось снизить частоты в среднем на 27,7 % и увести их в нерезонансную зону, что видно на опытной подвеске (позиция 2 на рис. 5).
* См. также: Чернышев В.И. Улучшение условий труда операторов транспортных средств путем разработки и реализации виброзащитных систем с импульсным управлением: дисс. ... д-ра техн. наук. СПб.: СПбГАУ, 1994. 43 с.
Рис. 5. Зависимости частоты от колебаний силы тяги при скорости движения до 15 км/ч Fig. 5. Graph of the dependence of the frequency on the oscillations of the traction force at a speed of up to 15 km/h
Рис. 6. Зависимости частоты от колебаний силы тяги при скорости движения до 60 км/ч Fig. 6. Graph of frequency dependence on the oscillations of the traction force at a speed of up to 60 km/h
Анализ рис. 6 аналогичен рис. 5, представленному выше, изменяется только скорость движения до 60 км/ч, что приводит к увеличению частоты /об колебаний системы «человек — машина» (заштрихованная область 3 — зона резонанса). При частоте /об = 20 Гц и амплитуде 0,08 кН есть вероятность возникновения резонанса головы. Благодаря разработанной конструкции с системой ДАГС удалость сместить частоты из области 3 в нерезонансную область.
Выводы
Динамические перегрузки в условиях бездорожья — актуальная проблема, так как они приводят к снижению трудоспособности оператора, надежности конструкции и топливной экономичности.
В связи с этим разработана конструкция с системой ДАГС, благодаря которой (согласно расчетам) удалось повысить некоторые эксплуатационные показатели, например плавность хода.
Расчеты показали следующее: используя разработанную конструкцию с системой ДАГС, можно снизить частоту колебаний в среднем на 27,7 % и сместить их в нерезонансную область, предупреждая резонанс при самых неблагоприятных частотах в диапазоне 4—5 Гц, за счет автоматического контроля системы ДАГС и использования высококачественных инертных компонентов (таких, как силиконовое масло ПМС-200, азот), в сочетании обеспечивающих в силу вязкостного и молекулярного трения в средах нелинейную характеристику.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Бабанин Н.В. Повышение плавности хода трактора тягового класса 1.4 при движении через криволинейное препятствие с упруго-демпфирующим приводом // Международный независимый институт математики и систем, «МиС». 2015. № 2 (13). С. 4—8.
2. Бабанин Н.В. Улучшение плавности хода машинно-тракторного агрегата на базе трактора класса 1,4 с упругодемпфирующим приводом на ведущих колесах // Современные проблемы науки и образования. 2015. № 2. С. 100—106.
3. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневматика. М.: Машиностроение, 1972. 133 с.
4. Гамаюнов П.П., Алексеев С.А. Оптимальное управление параметрами упруго-демпфирующего тягово-сцепного устройства // Тракторы и сельхоз машины. 2009. № 7. С. 30—31.
5. Гамаюнов П.П., Алексеев С.А. Повышение устойчивости автотракторного поезда на базе тракторов МТЗ «Беларусь» // Научное обозрение. 2014. № 12-1. С. 422—424.
6. Гамаюнов П. П., Алексеев С.А. Модели -рование процесса трогания и разгона трактор-но-транспортного агрегата с упругодемпфи-рующим тягово-сцепным устройством // Научное обозрение. 2014. № 3. С. 50—52.
7. Тарасик В.П. Теория движения автомобиля. СПб.: БХВ, 2006. 478 с.
8. Чернышев К.В., Хрипов М.Ю. Обзор алгоритмов регулирования демпфирования в подвески автомобиля // Международный научный журнал «Символ науки». 2016. № 4. С. 140—143.
9. Сарач Е.Б., Ципилев А.А. Исследование внутренней динамики пневматических устройств // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 2017. № 2. 683 с.
10. Ротенберг Р.В. Подвеска автомобиля. М.: Машиностроение, 1972. 265 с.
11. Загородних Н.А., Загородних К. А. Математическое моделирование обеспечения безопасности дорожного движения для водителей транспортных средств // Успехи современной науки. 2015. № 2. С. 31—36.
12. Юшкин В.В. Гидравлика и гидравлические машины. Минск: Высшая школа, 1974. 260 с.
13. Осипов А.Г. Совершенствование гидропневматических подвесок гусеничных и колесных машин // Вестник ИрГТУ. 2016. № 4. С. 40—45.
14. Андрейчиков А.В., Горобцов А.С., Андрейчи-кова О.Н. Компьютерное моделирование динамики автомобиля с активной виброзащитной подвеской // Известия Вологодского государственного технического университета. 2008. № 8(46). С. 5—11.
СВЕДЕНИЯ ОБ АВТОРАХ
БАБАНИН Николай Викторович — кандидат технических наук преподаватель Санкт-Петербургского государственного бюджетного профессионального образовательного учреждения «Автотранспортный и электромеханический колледж» E-mail: nikolai-babanin@mail.ru
Дата поступления статьи в редакцию: 22.11.2017
REFERENCES
[1] Babanin N.V. Povyshenie plavnosti khoda traktora tiagovogo klassa 1.4 pri dvizhenii cherez krivolineinoe prepiatstvie s uprugodempfiruiushchim privodom Mezhdunarodnyi nezavisimyi institut matematiki i sistem, «MiS». 2015. № 2 (13). S. 4-8. (rus.)
[2] Babanin N.V. Uluchshenie plavnosti khoda mashinno-traktornogo agregata na baze traktora klassa 1,4 s uprugodempfiruiushchim privodom na vedushchikh kolesakh. Sovremennye problemy nauki i obrazovaniia. 2015. № 2. S. 100-106. (rus.)
[3] Bashta T.M. Gidroprivod i gidropnevmatika. M.: Mashinostroenie, 1972. 133 s. (rus.)
[4] Gamaiunov P.P., Alekseev S.A. Optimal'noe upravlenie parametrami uprugo-dempfiruiushchego tiagovo-stsepnogo ustroistva. Traktory i sel'khoz mashiny. 2009. № 7. S. 30-31. (rus.)
[5] Gamaiunov P.P., Alekseev S.A. Povyshenie ustoichivosti avtotraktornogo poezda na baze traktorov MTZ «Belarus'». Nauchnoe obozrenie. 2014. № 12-1. S. 422-424. (rus.)
[6] Gamaiunov P.P., Alekseev S.A. Modelirovanie protsessa troganiia i razgona traktorno-transportnogo agregata s uprugodempfiruiushchim tiagovo-stsepnym ustroistvom. Nauchnoe obozrenie. 2014. № 3. S. 50-52. (rus.)
[7] Tarasik V.P. Teoriia dvizheniia avtomobilia. SPb.: BXV, 2006. 478 s. (rus.)
[8] Chernyshev K.V., Khripov M.Iu. Obzor algoritmov regulirovaniia dempfirovaniia v podveski avtomobilia. Mezhdunarodnyi nauchnyi zhurnal «Simvol nauki». 2016. № 4. S. 140-143. (rus.)
[9] Sarach E.B., Tsipilev A.A. Issledovanie vnutrennei dinamiki pnevmaticheskikh ustroistv. Izvestiia vysshikh uchebnykh zavedenii. Mashinostroenie. 2017. № 2. 683 s. (rus.)
[10] Rotenberg R.V. Podveska avtomobilia. M.: Mashinostroenie, 1972. 265 s. (rus.)
[11] Zagorodnikh N.A., Zagorodnikh K.A. Matematicheskoe modelirovanie obespecheniia bezopasnosti dorozhnogo dvizheniia dlia voditelei transportnykh sredstv. Uspekhi sovremennoi nauki. 2015. № 2. S. 31-36. (rus.)
[12] Iushkin V.V. Gidravlika i gidravlicheskie mashiny. Minsk: Vysshaia shkola, 1974. 260 s. (rus.)
[13] Osipov A.G. Sovershenstvovanie gidro-pnevmaticheskikh podvesok gusenichnykh i kolesnykh mashin. Vestnik IrGTU. 2016. № 4. S. 40-45. (rus.)
[14] Andreichikov A.V., Gorobtsov A.S., Andreichikova O.N. Komp'iuternoe modelirovanie dinamiki avtomobilia s aktivnoi vibrozashchitnoi podveskoi. Izvestiia Vologodskogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo universiieta. 2008. № 8(46). S. 5—11. (rus.)
AUTHORS
BABANIN Nikolai V. — St. Petersburg state budgetary professional educational institution «Auto transport and electromechanical college» E-mail: nikolai-babanin@mail.ru
Received: 22.11.2017
© Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, 2018
