Модель первого приближения реального соединения штока гидравлического амортизатора с направляющей втулкой в условиях импульсного нагружения Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

В выражении (6) варьируемых параметра два: Я и ос, причем я функционально и детерминировано зависит от силового момента мк. Так, при постоянной радиальной жесткости упругого сепаратора зависимость от момента может бытьпредставлена линейной функцией вида:

R = R0- cpMj

(7)

Если значения я по (7) заложить в (6), то при переменном моменте мк и адекватном ему расчетном иг н можно из (4) вычислить ос, что в совокупности с г и однозначно определит геометрию активной поверхности звена 1, как огибающую ряда последовательных положений звена 2, зависимых от переменного силового момента

Таким образом, цепь управления, взаимодействуя с передаваемым силовым потоком и особой конструкцией основных звеньев, способна адекватно изменить кинематические размеры последних, при этом достигается необходимое ав томатическое изменение передаточной функции для стационарного режима работы энергетической установки, например, транспортной машины.

Библиографический список

1. Балл кин П.Д. Механические передачи с адлигнвпими свойствами. Научное издание. — Омск: Изд-во ОмГГУ. 1996. — 144 с.: ил.

2. А.с. No 2J20070, Мкл. F 16 Н 15/50, Автоматический фрикционный вариатор/ ПА Балакин, В.В. Бненко (Россия}// Открытия. Изобретения. 1998. No 28.

3. А.с. No 27335, кл. F 16 Н 15/50, Автоматический фрикционный вариатор/ Г1.Д. Балакин, 10.0. Филлипов, О.С. Михдйлнк (Россия) //Открытия. Изобретения. 2003. No 2.

БАЛАКИН Павел Дмитриевич, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Теория механизмов и машин».

МИХАЙЛИК Ольга Сергеевна, кандидат технических наук, ассистент кафедры «Теория механизмов и машин».

ЗГОННИК Ирина Павловна, аспирант кафедры «Теория механизмов и машин».

Статья поступила в редакцию 09.04.07 г.

© П. Д. Балакин, О. С. Михайлик, И. П. Згонник

УДК: 621.435.3219.5

П. Д. БАЛАКИН Э. А. КУЗНЕЦОВ В. А. ЛОБОВ

Омский государственный технический университет

Омский танковый инженерный институт

МОДЕЛЬ ПЕРВОГО ПРИБЛИЖЕНИЯ РЕАЛЬНОГО СОЕДИНЕНИЯ ШТОКА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО АМОРТИЗАТОРА С НАПРАВЛЯЮЩЕЙ ВТУЛКОЙ В УСЛОВИЯХ ИМПУЛЬСНОГО НАГРУЖЕНИЯ

Дано теоретическое обоснование доресурсного выхода из эксплуатации гидравлического амортизатора со значительным углом давления в условиях динамического нагружения. Разработчику подвески транспортных машин следует учитывать результаты кинетостатического моделирования подвижных реальных связей, вводить в конструкцию устройства, ослабляющие уровень динамических реакций в связях.

Как известно, гидравлические амортизаторы телескопического типа являются составной частью подвески большинства транспортных машин. Широкое распространение этих практически необслуживаемых комплектующих изделий объясняется их способностью надежного преобразования энергии вынужденных колебаний опорных узлов движителя в

тепловую энергию, рассеиваемую корпусом амортизатора в окружающую среду.

Однако амортиза тор является проблемным узлом подвески, поскольку на его работоспособность влияет агрессивная среда (абразив, вода), причем защитные колпаки или гофрированные чехлы, экранирующие шток, затрудняют теплообмен, температура

Рис. 1. Геометро-аналитичсскис соотношения при разложении движения 1] - размер стойки; г - длина опорного рычага (балансира); •г - переменная длина амортизатора;

V,, - абсолютная скорость;

^впер - переносная; скорость движения штока в корпусе амортизатора;

•’«пері - линейное ускорен не т. В в переносном вращательном движении амортизатора

жидкости поднимается выше регламентной, её легкие фракции испаряются, а жидкость преобразуется, теряет спои свойства, что особенно имеет место у амортизатора тяжелых машин, совершающих интенсивные и длительные марши по полевым дорогам.

В дополнение к тяжелым условиям эксплуатации, к неблагоприя тным ресурсоопределяющим факторам следует отнести размещение амортизатора в механизме подвески со значительным начальным углом давления, что вызывает при его работе угловое движение со значительным ускорением, которое порождает адекватное инерционное моментное нагружение и, как следствие, высокий уровень реакций в двухпод-вижной паре «поршень-корпус» и повторяющейся связи «шток-направляющая втулка».

Такое нерациональное размещение амортизатора в механизме подвески является вынужденным и вызвано несколькими причинами, главными из которых может быть дефицит рабочего пространства для размещения амортизатора; необходимость реализации значительных ходов опорных звеньев подвески при ограниченном ходе штока амортизатора; необходимость направленного демпфирования пространственных колебаний.

При угловом расположении амортизатора схема подвески исполняется механизмом, имеющим передаточную функцию угловой скорости от опорного рычага (балансира) подвески к угловой скорости движения оси амортизатора, который в такой кинематической схеме выполняет роль кулисы (рис. 1).

Нами исследопана передаточная функция скорости механизма подвески во всем рабочем диапазоне ходов подвески:

ГГ=і^- = -со.<;у

(1)

и, как следствие, выделены экстремальные значения углового ускорения амортизатора

с1ш_

сії

или

причем

с„ =П,(0^% + ПЧл.,,

П' =

М

(ІСГ

(2)

Как показали наши исследования [ 1,2), особенно высокий уровень угловых знакопеременных ускоре-

ний амортизатора имеет место при импульсном нагружении опорных звеньев подвески. Такой вид нагружения характерен при проходе машиной единичных препятствий (камней, бревен, иней, уступов и др.).

Характеристики любого симметричного импульса кинематического возбуждения, даже в беззазорном соединении создадут тангенциальное ускорение по движной точки крепления амортизатора в общем слу чае в форме разрывной функции, следовательно, ре альные ускоренияа||(1№11( будут кратно больше их тео ре гических амплитудных значений, обычно величи ны реальных теоретических значений ускорений оце нивают коэффициентом динамичности к,,

1ПІА» 'аи-

(3)

Общемашиностроительные справочники рекомендуют принимать к,, = (2 + 3).

Момент инерционных сил амортизатора Мн„ = ^ *

= , где є = , компенсируется парой сил реак-

ВС

ций «поршень-корпус» и «шток-направляющая втулка», величина реакций зависит как от ММ11, так и от плеча И реактивной нары. При максимальном значении и (шток максимально выдвинут из корпуса амортизатора) значение Ъ = Ьп,,„, потенциально такое положение способно вызвать максимальное значение реакции

Проектное значение кинетостатической реакции из всего массива её значений следует принять:

м:

(4)

Количественное определение К|1МХ для конкретного механизма подвески тяжелой многоцелевой гусеничной машины при импульсном нагружении единичным препятствием размером в один трак на рабочих скоростях движения дал значение /?тох'=7105Н,

Известно (3), что при внезапном приложении силы даже в беззазорном соединении, реальное значение силы удваивается, что следует из модели падения груза массой ш с высоты Н на упругое основание, обладающее жесткостью С. Работа силы тяжести до момента, когда скорость движения тела будет равна нулю (это происходит при достижении максимального прогиба Г основания) будет такой:

А = тд(Н + 1).

(5)

Именно эта работа перейдет в потенциальную энергию деформации основания системы, т.е.

Iі

или

откуда

а решение:

тд(Н + 0 = С—

2тдН + 2тд{ = СР,

Г3-2^Г-2^Н = 0 С С

(6)

Знак « — » перед корнем относится к фазе отскока,

С то

если обозначить статический прогиб Гст = — = —, то

V-

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ІЕСТНИК № 2 <М> ИЮ? МАШИНОСТГОЇНИІ И МАШИНОвІДЕНИІ

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ &ЕСТНИК №2 (S6) 2007

отношение динамическою прогиба к статическому составит:

f I, 2Н

! -------+ |1-----------------------

ь v fe-

rn

Положив в (7) Н = 0, получим ц = 2, т.е. при простом опускании поддерживаемого груза, он нагрузит основание двойным весом, следовательно, даже в беззазорном соединении при изменении направления ки-нетостати'ческой реакции на противоположное, ее реальное значение следует удвоить.

Очевидно, что реакция Я будет переменной и знакопеременной, вызывая неравномерный износ элементов двухподвижной пары, причем износ будет более интенсивным в паре «шток-направляющая втулка» но причине меньшей площади активных поверхностей в этом соединении но сравнению с пов торяющейся парой «поршень амортизатора — корпус амортизатора» из-за более высокого удельного давления при их взаимодействии.

Поскольку в реальной паре имеется первичный зазор д,, а в ходе эксплуатации к нему добавится зазор д,, обусловленный износом, то суммарный зазор в соединении будет таким:

А = Л, + Д.;.

(8)

В условиях переменного и знакопеременною нагружения в соединении штока с направляющей втулкой при наличии зазора дополнительно будет происходить его перекладка, т.е. диаметрально направленное относительное движение штока и втулки в плоскости движения амортизатора, сопровождающееся ударами активных поверхностей четырежды за проход единичною препятствия.

Перекладка зазоров представляет собой ударный процесс — достаточно сложное явление, получившее отражение в обширной литературе по моделированию этого явления \4 — 14). В настоящее время распространены модели, построенные на фундаментальных законах аналитической механики с использованием закономерностей энергетических преобразований в механической системе под воздействием ударных импульсов с учетом свойств связей системы, а также модели, учи тывающие контактные деформации тел и волновые процессы передачи энергии ударного взаимодействия тел, образующих систему.

Обратимся в первом приближении к представлению о неупругом ударе, когда коэффициент К восстановления, выражающий отношение скорости отскока к скорости соударения, К=0. Этот случай характерен тем, что удар будет иметь только одну фазу деформации контактирующих тел, а восстановление их формы носит неударный характер и происходите промежутках времени между соударениями. Иное представление абсолютно неупругого удара состоит в том, что скорость ударника после удара направлена но каса тельной к поверхности ударного взаимодействия.

В самом деле конструкция амортизатора представляет собой связанную систему тел. совершающих плоское движение, причем реально шток и в тулка до соударения имеют разные по модулю и направлению векторы скоростей поверхностей соударения, т.е. удар, в общем случае, будет косым. Поскольку нас интересует в первую очередь величина силы ударного импульса, то физическую модель первого приближения можно упростип, до взаимодействия ударника I приведенной массы тпр с неподвижным упором, т.е.

вместо абсолютных скоростей тел до их соударения вполне допустимо использовать относительную скорость тел по нормали к поверхности соударения.

В качестве приведенной подвижной массы шпр примем приведенную к зоне втулки (рис. 1) массу штока. Обозначив расстояние отточки С до центра втулки г^, получим

тпргз = ^3 + Ш3С53

или

J__-t-nuCSf

т = —v-у-______________-_—

пр о

(9)

Скорость приведенной массы до соударения примем V = <о4Нг,, после соударения и = 0. тогда

тпгУ-т|фи = 5,

I

где ^ - ударный импульс, следовательно:

т.

(Ю)

а в конечных приращениях при r = const. т.е. приняв силовой импульс прямоугольной формы, получим

miriV = RAt.

njl

В разных источниках время ударного импульса оценивается по разному, например в (5), время удара Д1 реальных коротких тел принимается Д1 = т = = 10‘3+10*с.

Окончательно

X

(11)

Приняв в качестве примера У= 10,5 м/с, тП(1 = 1,61 кг, т = ю \ получим Я = 16* 10'' Н.

Отметим, что значение реакции Я при перекладке зазора кратно больше Л1и4х, полученной выше по результатам анализа кинетостатической модели механизма подвески.

Реально силовой импульс имеет отличную от прямоугольной форму, следовательно, модуль реакции будет еще больше, т.е. соединение ш тока с направляющей втулкой является высоконагруженным, что объясняет в том числе его прогрессивный износ и доресурсный выход амортизатора с угловым движением из эксплуатации.

Основным выводом проведенного исследования является необходимость внесения конструктивных изменений в механизм подвески, содержащей гидравлический амортиза тор, установленный с большим углом давления. Если схема не допускает иного расположения амортизатора, то имеет перспективу и разработка разгружающего устройства для ослабления динамической реакции в проблемном соединении.

Библиографический список

1. Балакин П.Д.. Кузнецов Э.А., Денисенко В.И.. Алферов С П.. Князькнн О Н. Предельные режимы движении многоцелевой гусеничной машины по критерию полного использования возмож-ностей подвески. Омский научный вестник. N97.2006. С. 96-98.

2. Балакин П.Д., Кузнецов Э.А., Денисенко В.И., Киязькин 0.11. Предельныескорости движения многоцелевой гусеничной

машины и условиях естественных трасс по критериям энергоемкости подвески. Материалы научно-технической конференции «Броня-2006». Многоцелевые гусеничные и колесные машины: разработка, производство, модернизация и эксплуатация. Омск. 2006. С. 64-68.

3. ПоновкоЯ.Г.Осноиы прикладной теории колебаний и удара. Изд-е 3-е доп. и перераб. М., Машиностроение. 1976. — 320 с.

'1, Бидерман. В.А. Теория удара. Машгиз. 1952.

5. Кобрннский А.Е.. Кобринский А Л. Виброударные системы Науха. 1973.

6. Бабицкий. В.И Теория виброударных систем. М.. Наука, 1978. - 320 с.

7. Крыло», Н.М.. Боголюбов Н.Н. Введение в нелинейную механику. Изд. А.Н. УССР. Киев. 1937.

8. Бабаков, И.М. Теория колебаний. Наука. 1968.

9. Тарасов, В.Н. и др. Теория удара в строительстве и машиностроении. М. Научное издание. Издательство ассоциации строительных вузов. 2006. — 336 с.

10. Александров Е.В.. Соколинскнй В.Б. Прикладная теория и расчеты ударных систем. Наука. 1969.

11. Тимошенко. С.П. Колебания в инженерном деле. Наука. 1967.

12. Вибрации в технике. Справочник в 6 томах. Под ред. В.Н. Челомея. М. Машиностроение. 1981 -1983 гг.

13. Быховский, И.И. Основы теории вибрационной техники. М: Машиностроение. 1969. - 363 с.

14. Бабицкий. В.И.. Коловскнй М.З. Ктеории виброударных систем. Машиноведение. 1970, N9 1.

БАЛАКИН Павел Дмитриевич, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Теория механизмов и машин» Омского государственного технического университета (ОмГТУ).

КУЗНЕЦОВ Эрнст Андреевич, кандидаттехнических наук, профессор, заведующий кафедрой «Техническая механика» Омского танкового инженерного института.

ЛОБОВ Владимир Анатольевич, аспирант кафедры «Теория механизмов и машин» ОмГТУ.

Статья поступила п редакцию 03.09.07 г.

© П. Д. Балакпн, Э. А. Куэнецои, В. А- Лобов

УДК 621.8:539.3

ПРОЧНОСТЬ

СОЕДИНЕНИЙ С НАТЯГОМ, РАБОТАЮЩИХ В УСЛОВИЯХ ЦИКЛИЧЕСКОГО НАГРУЖЕНИЯ___________________

Публикация посвящена проблеме обеспечения прочности соединений с натягом. Рассматривается метод оценки несущей способности соединений, работающих в условиях циклического нагружения. На примере соединения «бандаж — валок прокатного стана» показано влияние внешней нагрузки и деформации изгиба соединяемых деталей на величину контактного давления и прочность посадки.

И. л. РЯЗАНЦЕВА

Омский государственный технический университет

В практике проектирования соединений с натягом их прочность, как правило, оценивается величиной суммарной силы трения. возникающей между контактирующими поверхностями под действием контактного давления с/ [1 -3]. Однако при работе иод нагрузкой соединение, имеющее достаточно высокую несущую способность, может оказаться неработоспособным, что подтверждается данными, приведенными в [1, 2, 4]. Наиболее неблагоприятным с точки зрения прочности является случай нагружения, при котором соединение нагружено внешней радиальной силой р и передает крутящий момент. Ярким тому примером является соединение «бандаж - валок прокатного стана» [4]. В ходе его испытания зафикси-рованотрех — четырехкратное снижение прочности под нагрузкой.

В работах 11.2] приведены эмпирические расчетные зависимости, позволяющие оценить прочность соединений в условиях изгиба вала. Однако для обеспечения работоспособности соединений, особенно

работающих в тяжелых условиях, важно иметь расчетную модель, которая позволила бы объяснить и количественно описать протекающие в стыке процессы.

Одной из причин снижения прочности соединений с натягом является неравномерность распределения комп актного давления, вызванная действием внешней нагрузки. Рассмотрим поперечное сечение соединения, состоящего из деталей цилиндрической формы, нагруженного внешней радиальной силой Р (рис. !) и передающего крутящий момент. Под нагрузкой контактное давление в сжатом слое (точка А) возраст ает до величины чл, а в растянутом (точка В) уменьшае тся ДО величины С1„. Предположим, что в этом соединении ведущим является вал 1, к которому приложен момент движущих сил М,. На охватывающую деталь действует момент сил сопротивления Мг Поскольку связь между деталями осуществляется посредством сил трения, пропорциональных непостоянство последнего приводит к тому, что в зоне А сила трения