CC BY
2
УДК 629.3.027.3
DOI: 10.24412/2071-6168-2024-7-503-504
ИССЛЕДОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ УПРУГОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОПНЕВМАТИЧЕСКОГО АМОРТИЗАТОРА ШАССИ ТРАНСПОРТНО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН
С.В. Репин, А.Е. Пушкарев, Д.С. Орлов, Т.В. Виноградова, К.А. Головин
Рассмотрены преимущества использования пневматических упругих элементов подвески транспортно-технологических машин строительства на базе автомобильных шасси, конструктивно выполненных в одном корпусе с гидравлическим амортизатором. Определена степень вариации нагрузки на оси базового шасси при использовании различных видов технологического оборудования. Показана возможность адаптации пневматических упругих элементов подвески к различной нагрузке на оси шасси.
Статья публикуется по результатам проведения научно-исследовательских работ, проводимых в рамках конкурса грантов на выполнение научно-исследовательских работ научно-педагогическими работниками СПбГАСУ (ФГБОУ ВО «Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет») в 2024 году.
Ключевые слова: транспортно-технологические машины, шасси, подвеска, амортизатор, упругий элемент.
Эффективность применения мобильных транспортно-технологических машин (ТТМ) строительства, выполненных на шасси грузовых автомобилей (кранов, экскаваторов, бетоносмесителей, коммунальных машин и пр.) напрямую зависит от скорости их перемещения между объектами строительства по дорогам, которые имеют, как правило неровную поверхность. Скорость перемещения ТТМ по неровным дорогам ограничена высокоамплитудными колебаниями (высотой более 0,1 м), вызывающими большие динамические нагрузки. Снижение амплитуды колебаний обеспечивается специальным устройством - подвеской, устанавливаемой на каждое колесо и воспринимающей динамические нагрузки при движении. Причем ударная нагрузка при наезде на выступ или впадину на неровной дороге воспринимается упругим элементом подвески (пружиной, рессорой), а гашение колебаний подрессоренной массы после наезда на препятствие производится демпфирующим элементом - амортизатором.
Типовая подвеска ТТМ на автомобильном шасси содержит упругие элементы (УЭ) (винтовые пружины и рессоры) с линейной характеристикой, сопротивление которых прямопропорционально деформации. Повышение жесткости линейных УЭ с целью уменьшения амплитуды колебаний на больших неровностях (более 0,1 м) ограничено условием обеспечения плавности хода на дороге с неровностями менее 0,05 м (возможность возникновения тряски). Вследствие чего недостаточно быстрый рост сопротивления по отношению к деформации при движении по дороге с крупными неровностями и вызывает большую амплитуду колебаний. А в случае наезда на особо крупные неровности возможен и пробой подвески, вызывающий опасные для целостности груза и оборудования динамические нагрузки. Поэтому желательно использование упругих элементов с нелинейной (прогрессивной) характеристикой, жесткость которых невелика на малых и интенсивно возрастает на больших деформациях.
Проблема усугубляется еще тем, что технологическое оборудование ТТМ имеет большую массу и габариты, высокий центр тяжести, и зачастую создает неравномерную нагрузку на оси шасси, как в статическом состоянии, так и при движении. Поэтому подвеска должна иметь возможность адаптироваться к нагрузке на колесо. Адаптация возможна путем установки такой начальной жесткости упругого элемента подвески (до монтажа на шасси), чтобы после монтажа упругого элемента на шасси статическая деформация подвески под полной нагрузкой на колесо обеспечивала рекомендуемые величины ходов сжатия и отбоя (примерно одинаковые). Требуемая степень адаптации подвески определяется величиной вариации нагрузки на колесо при установке различного технологического оборудования. Поэтому первой задачей настоящей статьи является определение величины вариации нагрузок на колесо шасси ТТМ, а второй - обоснование параметров УЭ, обеспечивающих снижение амплитуды колебаний на неровной дороге по критерию требуемого коэффициента динамичности упругого элемента.
Вариация нагрузок на колесо автомобильного шасси ТТМ оценивалась на основании анализа двадцати одной двухосной (рис. 1) и двадцати трех трехосных машин. Установлено, что вариация нагрузок для ТТМ, не предназначенных для перевозки грузов (краны, автовышки, буровые машины и пр.), не превышает трех единиц, а перевозящих грузы (бетоносмесители, автогудронаторы, коммунальные машины, самосвалы) достигает шести единиц [1]. Таким образом, универсальный упругий элемент, разрабатываемый для возможности применения на всех ТТМ на базе автомобильного шасси, должен обеспечивать восприятие шестикратного изменения нагрузки.
Линейную жесткость имеют пружинные и рессорные упругие элементы, прогрессивную - пневматические. Возможны и другие формы характеристик, получаемые различными комбинациями упругих элементов (УЭ), а также с использованием систем регулирования жесткости [2]. Однако, из нескольких вариантов исполнения УЭ с прогрессивной упругой характеристикой наиболее конструктивно простым и удобным для встраивания в гидравлический амортизатор представляется пневматический УЭ.
При разработке УЭ рассматривают расчетные точки характеристики, связывающие усилия и деформации амортизатора. Исходной точкой для расчета является статическая деформация (ход) 5"ст, соответствующая полной нагрузке на колесо транспортного средства в статическом состоянии Рст (рис. 2), равной половине нагрузки на ось (см. рис. 1). При этом длина амортизатора будет равна средней длине Ьср . Колебания подрессоренной массы шасси в процессе движения происходят в обе стороны относительно Ьср . Минимальную длину Lmin амортизатор имеет при максимальной деформации сжатия 5дсж (динамическая деформация сжатия), соответствующей динамическому усилию сжатия Рдсж . Максимальную длину Lmax амортизатор имеет при максимальной деформации отбоя 5дот (динамическая деформация отбоя), соответствующей динамическому усилию отбоя Рдот .
20000
16000
g12000 S
а 8ооо
4000
И
ШЁ
ш
/c^w Л5
С
& Ü*
Вид транспортно-технологических машин
■ Передняя ось □ Задняя ось
Рис. 1. Нагрузки на оси различных ТТМ на шасси с колесной формулой 4x2: сн - нагрузка в снаряженном состоянии; пол - нагрузка в состонии полной загрузки; 4х4 и 4х2 - колесная формула шасси
Рис. 2. Величины деформаций (S) и длины (L) УЭ, индексы обозначают: ст - статическая; дот, дсж - динамическая отбоя и сжатия; max - максимальная; min - минимальная; ср - средняя
Сравнение линейной (1) и прогрессивной (2) характеристик (рис. 3) указывает на явные преимущества последней: на малых деформациях до величины 5"ст она имеет меньшие усилия, что обеспечивает лучшие показатели плавности хода на дорогах с небольшими неровностями, а на ходе, близком к 5дсж - значительно большие усилия, что способствует уменьшению амплитуды колебаний на крупных (более 0,1 м по высоте) неровностях. Также, конструктивными решениями при использовании пневматического УЭ можно задать такую конфигурацию характеристики в конце хода сжатия, что будет исключен пробой подвески [31.
Крутизна характеристики в конце хода сжатия зависит от величины остаточного объема газовой камеры длиной, равной запасному ходу Sзап , оставшегося за ходом 5дсж . Именно степень возрастания сопротивления после хода сжатия до величины Ртах и определяет возможность исключения пробоя подвески. Отношение максимальной нагрузки Ртах к статической Рст - есть коэффициент динамичности Кд, который является важным показателем упругой характеристики [2]:
" (1)
Р
К — max
Коэффициент динамичности характеризует возможность движения ТТМ по неровным дорогам без пробоя подвески, для этого величина Кд должна быть не менее 2,5 [2].
Величина статической деформации 5"ст определяется через жесткость подвески Сст при статической
нагрузке Рст [2]:
Р
о _ ст *\т - '
Сст
Рис. 3. Сравнение линейной и прогрессивной характеристик УЭ: Ртах - максимальное сопротивление амортизатора; Рн - начальное сопротивление при нулевой деформации, определяемое давленим закачки газа
в амортизатор
Ь • <3,
Так как нагрузка Рст на колесо при установке на автомобильное шасси разного оборудования ТТМ будет различной, а задаваемую величину 5"ст следует выдерживать, то жесткость подвески Сст будет определяться давлением в пневматическом УЭ (в дальнейшем «газовая пружина» - ГП). Процесс получения требуемой 5"ст при различных Рст - есть адаптация подвески шасси под различное оборудование ТТМ. Давление можно создавать закачкой газа в УЭ при монтаже на шасси, а можно и заранее при сборке УЭ. Тогда получение требуемой 5"ст будет зависеть от давления закачки газа рзак в УЭ. Расчет рзак проводится через математическое описание формы линии упругой характеристики. При отсутствии деформации (S = 0 ) в газовой пружине имеет начальное усилие на сжатие Рн , которое соответствует рзак в УЭ:
Р
Рзак = , (2)
где Р - площадь газового поршня.
Процесс изменения давления и объема в газовой полости рассматривается как политропный [4]. Сопротивление Р деформации газовой пружины обусловлено давлением газа р, меняющимся пропорционально объему V при деформации УЭ:
\П
Р Р1
р = —; V = р • ь; — Р Р2
где Ь - текущая длина газовой полости, зависящая от величины деформации УЭ; п - показатель политропы.
Авторами статьи разработана конструкция гидравлического амортизатора, содержащего внутреннюю газовую пружину (рис. 4) [5]. Сочетание в одном устройстве упругого и демпфирующего элементов обеспечивает удобство монтажа подвески, а также более быстрый прогрев рабочей жидкости в условиях низких температур, что важно при эксплуатации машин в северных регионах. На рис. 4 обозначено: 1, 2 - верхний и нижний блоки цилиндров; 3 - поршень газовый; 4 - окна; 5 - дроссельно-клапанная втулка; 9, 10 - кольца направляющие; 11 - тарельчатые пружины; 6, 7 - проушины для крепления к шасси; 8, 9 - ниппели - гидравлический и газовый; А, В - гидравлические полости; Б - газовая полость; В1г, В2г - внутренние диаметры верхнего и нижнего газовых цилиндров соответственно; А - расстояние между внутренним и внешним гидравлическими цилиндрами.
Газовая полость Б работает как пневматический УЭ при взаимном перемещении верхнего и нижнего блоков цилиндров, при этом жидкость перетекает через клапанную втулку 5 между полостями А и В. Процесс сжатия полости Б образует упругую прогрессивную характеристику. Втулка 5 содержит дросселирующие и клапанные каналы, клапаны сжатия и отбоя, обеспечивающие требуемые параметры и форму демпфирующей характеристики.
Расчет параметров газовой пружины осуществляется поэтапно [6]. Первый этап расчета, наиболее сложный, заключается в установлении соотношений между геометрическими параметрами, показанными на рис. 4, и объемом газовой камеры Б, так как, согласно формуле (3), давление в полости Б и связанные с ним сопротивление амортизатора и жесткость газовой пружины изменяются соответственно объему. Давление в газовой полости не должно превышать рекомендуемого значения 4 МПа и отвечать условию, показанному в формуле (1).
Расчет давления в полости Б начинается с положения статической деформации 5"ст (см. рис. 2), которой соответствует усилие Рст.
Р ст = ^ст
4
-1
где В1г - внутренний диаметр верхней части газовой полости.
Давление в других точках упругой характеристики согласно формуле (4):
\П
V,
V
р< = Рст•\7Г I • <4)
в,2
где г = 1...5 - номер точки, соответствующий наименованию сопротивлений амортизатора, показанных на рис. 3 (снизу вверх).
8 9
А
Аг
в
2г
В
^п,
Л",
Рис. 4. Конструктивная схема и геометрические параметры нового амортизатора: а - амортизатор на ходе динамического отбоя; б - амортизатор на ходе динамического сжатия
На рис. 5 показан график изменения давления в функции хода амортизатора, построенный в математической среде МаШса(! Моделирование выполнено для автокрана Клинцы КС-35719-1-02 на шасси КамАЗ-43253 с параметрами: масса крана в транспортном положении - 15200 кг, нагрузка на переднюю ось - 7100 кг. Значения хода амортизатора соответствуют базовому шасси. Величины давлений отвечают указанным выше требованиям.
к Е О
Ц
г л
ч
о
Ртах.
- Рст
Рзж Рн
0,4
0,1 0,2 0,3 Ход амортизатора, м
Рис 5. Давление в газовой полости в функции деформации
Представленная на рис. 6 упругая характеристика амортизатора имеет прогрессивный характер, а значение коэффициента динамичности Кд соответствует рекомендованной величине (не менее 2,5) для исключения возможности пробоя подвески при движении ТТМ по неровным дорогам. Переход от давления к усилиям выполнен согласно формуле (3).
Давление закачки рзак газа в амортизатор обеспечивает требуемую по характеристикам подвески базового шасси ТТМ статическую деформацию 5"ст при различной статической нагрузке Рст на колесо (формула (2)). Давление закачки имеет место при начальной длине амортизатора (при нулевой деформации S = 0 ) и рассчитывается по формуле (5) для точки г = 1.
Установлено (см. рис. 1), что нагрузка Рст на колесо при различных видах ТТМ изменяется в пределах 15.. .90 кН (примерно в шесть раз), во столько же раз должно меняться и давление закачки (рис. 7).
506
0,1 0,2 0,3 0,4 Ход амортизатора, м Рис. 6. Упругая характеристика амортизатора
3
« С
s
Я 2
g
s с
et
0 20 40 60 80 100 Статическая нагрузка, кН
Рис. 7. Зависимость изменения давления закачки рзак и статического давления р ст от статической нагрузки
на колесо
Следует отметить, что на рис. 8 показана принципиальная возможность настройки амортизатора под различную нагрузку. Точное же значение давления закачки будет зависеть и от геометрических параметров амортизатора
Список литературы
1. Орлов Д.С. Расчет осевых нагрузок наземных транспортно-технологических машин // Грузовик. 2024. № 2. С. 37-43.
2. Рукшетель О.С. Плавность хода автомобиля: учеб. пособие. Минск: БГТУ, 2021. 61 с.
3. Яценко Н.Н., Прутчиков О.К. Плавность хода грузовых автомобилей. М.: Машиностроение, 1968.
220 с.
4. Жилейкин Н.М., Котиев Г.О., Сарач Е.Б. Методика расчета характеристик пневмогидравлической управляемой подвески с двухуровневым демпфированием многоосных машин // Наука и образование: научное издание МГТУ им. Н.Э. Баумана. 2012. № 1. С. 45.
5. Патент 194004 РФ. Двухтрубный гидропневматический амортизатор / С.В. Репин, С.С. Евтюков, Д.С. Орлов. Опубл. 22.11.2019. Бюл. № 33.
6. Амортизаторы. Конструкция. Расчет. Испытания / В.Н. Добромиров, Е.Н. Гусев, М.А. Карунин, В.П. Хавханов. М.: МГТУ «МАМИ», 2006. 184 с.
Репин Сергей Васильевич, д-р техн. наук, профессор, [email protected], Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет,
Пушкарев Александр Евгеньевич, д-р техн. наук, профессор, [email protected], Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет,
Орлов Денис Сергеевич, аспирант, orl [email protected], Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет,
Виноградова Тамара Владимировна, канд. техн. наук, доцент, tvin-205@yandex. ru, Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет,
Головин Константин Александрович, д-р техн. наук, доцент, заведующий кафедрой, kagolovin@mail. ru, Россия, Тула, Тульский государственный университет
STUDY OF THE PARAMETERS OF THE ELASTIC CHARACTERISTICS OF THE HYDROPNEUMATIC SHOCK ABSORBER OF THE CHASSIS OF TRANSPORT AND TECHNOLOGICAL MACHINES
S.V. Repin, A.E. Pushkarev, D.S. Orlov, T. V. Vinogradova, K.A. Golovin
507
The advantages of using pneumatic elastic suspension elements of transport and technological construction machines based on automobile chassis, structurally designed in the same housing with a hydraulic shock absorber, are considered. The degree of variation of the load on the axles of the base chassis when using various types of technological equipment is determined. The possibility of adapting pneumatic elastic suspension elements to different loads on the chassis axles is shown.
The article is published based on the results of research carried out within the framework of the grant competition for the performance of research works by scientific and pedagogical staff of St. Petersburg State University of Architecture and Civil Engineering (FSBEIHE "St. Petersburg State University of Architecture and Civil Engineering") in 2024.
Key words: transport and technological machines, chassis, suspension, shock absorber, elastic element.
Repin Sergei Vasilievich, doctor of technical sciences, professor, repinserge@mail. ru, Russia, St. Petersburg, St. Petersburg State University of Architecture and Civil Engineering,
Pushkarev Alexander Evgenievich, doctor of technical sciences, professor, pushkarev-agn@mail. ru, Russia, St. Petersburg, St. Petersburg State University of Architecture and Civil Engineering,
Orlov Denis Sergeevich, postgraduate, [email protected], Russia, St. Petersburg, St. Petersburg State University of Architecture and Civil Engineering,
Vinogradova Tamara Vladimirovna, candidate of technical sciences, docent, tvin-205@yandex. ru, Russia, St. Petersburg, St. Petersburg State University of Architecture and Civil Engineering,
Golovin Konstantin Alexandrovich, doctor of technical sciences, docent, head of department, [email protected], Russia, Tula, Tula State University
УДК 621.878.62(27)
DOI: 10.24412/2071-6168-2024-7-508-509
НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОЕ СОСТОЯНИЕ СТРЕЛЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ЭКСКАВАТОРА
ПРИ РАБОТЕ С УПРАВЛЯЕМОЙ ОПОРОЙ
В.А. Нилов, В.А. Жулай, В.Л. Тюнин, Е.В. Федоров
Рассмотрены вопросы напряженно-деформированного состояния (НДС) стрелы гидравлического экскаватора при работе с устройством для разгрузки стрелы от усилий копания. Подтверждена версия о возможности существенного снижения нагружения металлоконструкции стрелы при разработке грунта. Управляемая опора позволяет реализовать повышенные усилия на зубьях ковша при существенном снижении НДС стрелы, что особенно важно при разработке прочных грунтов и грунтов сезонного промерзания. При работе экскаватора с оборудованием для разгрузки стрелы после установки анкера в забое и перевода гидроцилиндров рукояти в плавающее положение усилие в гидроцилиндрах рукояти практически отсутствует. На стрелу действуют только усилия со стороны шарнира стрелы и рукояти. Эти усилия в свою очередь будут зависеть от принятой и реальной расчетной схемы закрепления рукояти и анкера. Применение устройства для разгрузки стрелы позволяет экскаватору выполнять работы без предварительного рыхления в твердых и прочных грунтах с пониженными нагрузками на металлоконструкцию стрелы и сам экскаватор. Степень разгрузки стрелы в значительной степени зависит от надежности установки управляемой опоры и составляет до 10 раз, что требует дальнейшего практического инструментального исследования.
Ключевые слова: стрела экскаватора, уменьшение нагруженности.
Одним из безусловных преимуществ современных гидравлических экскаваторов является их высокое силовое воздействие на забой и возможность поворота ковша относительно рукояти. Силовое взаимодействие с забоем можно увеличить за счет повышения давления рабочей жидкости или путем развития конструкции привода ковша [1-16]. В любом случае неизбежно увеличение нагрузок как на стрелу, так и на сам экскаватор.
Для разгрузки металлоконструкции стрелы в этом случае целесообразно как можно раньше передать эти высокие нагрузки на забой не через стрелу, а сразу с рукояти через управляемую опору. В работах [11, 15, 16] обосновано применение такой конструкции рабочего оборудования - обратной лопаты. Исследование изменений в напряженно-деформированном (НДС) состоянии стрелы в этом случае является очень актуальной и интересной задачей.
НДС серийной стрелы в расчетном положении [16] рассмотрено в работе [15]. В ней отмечено противоположное направление усилий, действующих на стрелу со стороны гидроцилиндра рукояти и в шарнире стрелы (рис. 1), которые составляют достаточно высокие нагрузки - 721 и 919 кН, и перемещения (рис. 2). Высокие суммарные перемещения оголовка стрелы (1,0.1,5 мм) требуют усиления (увеличения жесткости) металлоконструкции оголовка серийной стрелы.
В работе [10] показана техническая возможность уменьшения нагружения стрелы гидравлического экскаватора при разработке грунта за счет установки на рукояти управляемой опоры (рис. 4).
При работе экскаватора с оборудованием для разгрузки стрелы [15, 16] после установки анкера в забое и перевода гидроцилиндров рукояти в плавающее положение усилие в гидроцилиндрах рукояти практически отсутствует. На стрелу действуют только усилия со стороны шарнира стрелы и рукояти. Эти усилия в свою очередь будут зависеть от принятой и реальной расчетной схемы закрепления рукояти и анкера.
