CC BY
32
Оригинальная статья / Original article УДК В 61 F 3/00-5/52
http://dx.d0i.0rg/l 0.21285/1814-3520-2017-12-56-63
ПЕРСПЕКТИВНЫЙ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЙ ГАСИТЕЛЬ КОЛЕБАНИЙ ДЛЯ БЕЗРЕЛЬСОВЫХ ТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ
© Е.В. Сливинский1, Д.С. Кравцов2, К.С. Фетисов3
Елецкий государственный университет им. И.А. Бунина,
Российская Федерация, 399770, Липецкая область, г. Елец, ул. Коммунаров, 28.
РЕЗЮМЕ. ЦЕЛЬ. В представленной работе приведены материалы, касающиеся разработки перспективного гидромеханического амортизатора, предназначенного для безрельсовых транспортных средств. На уровне изобретения (RU2314941) описана конструкция, в основе которой лежит сочетание гидравлического и механического методов гашения колебаний. Дана методика расчета основных параметров амортизатора. МЕТОДЫ. Применение амортизаторов способствует гашению колебаний и, следовательно, увеличению плавности хода автомобиля. В то же время не решен окончательно ряд вопросов, связанных с автоматическим регулированием силы сопротивления демпферов, рассеиванием энергии колебаний за счет использования других деталей амортизатора и т.д. При проектировании перспективного гидромеханического гасителя колебаний была разработана расчетная схема. Это позволило определить основные кинематические и геометрические характеристики, найти численное значение суммарной силы сопротивления сжатию. РЕЗУЛЬТАТЫ И ИХ ОБСУЖДЕНИЕ. Результаты исследования рекомендуются к использованию отраслевым НИИ автомобильной промышленности, сельскохозяйственного машиностроения и конструкторским подразделениям предприятий, серийно изготавливающим автомобильный транспорт как в нашей стране, так и за рубежом. ВЫВОДЫ. В конечном итоге расчетные параметры предложенного гасителя соответствуют требованиям и могут применяться на автомобильном транспорте. Ключевые слова: гаситель колебаний, гидромеханический амортизатор, безрельсовый транспорт, демпфер, подвеска автомобиля.
Формат цитирования: Сливинский Е.В., Кравцов Д.С., Фетисов К.С. Перспективный гидромеханический гаситель колебаний для безрельсовых транспортных средств // Вестник Иркутского государственного технического университета. 2017. Т. 21. № 12. С. 56-63. DOI: 10.21285/1814-3520-2017-12-56-63
PROMISING HYDROMECHANICAL VIBRATION DAMPER FOR TRACKLESS VEHICLES E.V. Slivinsky, D.S. Kravtsov, K.S. Fetisov
Bunin Yelets State University,
28 Kommunarov St., Elets, Lipetsk region 399770, Russian Federation
ABSTRACT. PURPOSE. This paper presents the materials dealing with the development of a promising hydromechani-cal shock absorber designed for trackless vehicles. A construction is described at the level of invention (RU2314941). It is based on the combination of hydraulic and mechanical method of vibration damping. The calculation methods of the basic parameters of the shock absorber are given. METHODS. The use of shock absorbers contributes to vibration damping and, consequently, increases vehicle ride smoothness. At the same time, a number of issues related to the automatic control of the damper resistance force, dissipation of vibration energy due to the use of other parts of shock absorber, etc., have not been resolved yet. A design scheme has been developed when designing a promising hydro-mechanical damper of vibrations. This allowed to determine the basic kinematic and geometric characteristics, find the numerical value of the total compressive strength. RESULTS AND THEIR DISCUSSION. The study results are recommended to be used by branch research institutes of the automotive industry, agricultural engineering and design depart-
1
Сливинский Евгений Васильевич, доктор технических наук, профессор кафедры технологических процессов в машиностроении и агроинженерии, e-mail: [email protected]
Yevgeny V. Slivinsky, Doctor of technical sciences, Professor of the Department of Technological Processes in Mechanical Engineering and Agroengineering, e-mail: [email protected]
2Кравцов Дмитрий Сергеевич, аспирант кафедры технологических процессов в машиностроении и агроинженерии, e-mail: [email protected]
Dmitry S. Kravtsov, Postgraduate of the Department of Technological Processes in Mechanical Engineering and Agroengineering, e-mail: [email protected]
3Фетисов Константин Сергеевич, аспирант кафедры технологических процессов в машиностроении и агроинженерии, e-mail: [email protected]
Konstantin S. Fetisov, Postgraduate of the Department of Technological Processes in Mechanical Engineering and Agroengineering, e-mail: [email protected]
©
ments of the enterprises which are engaged in batch production of motor vehicles both in our country and abroad. MAIN CONCLUSIONS. Finally, it was concluded that the calculated parameters of the proposed shock absorber meet the requirements and can be used in road transport.
Keywords: vibration damper, hydro-mechanical shock absorber, trackless vehicles, damper, vehicle suspension
For citation: Slivinsky E.V., Kravtsov D.S., Fetisov K.S. Promising hydromechanical vibration damper for trackless vehicles. Proceedings of Irkutsk State Technical University. 2017, vol. 21, no. 12, pp. 56-63. (In Russian) DOI: 10.21285/1814-3520-2017-12-56-63
Введение
Автомобиль и его подвеска, как известно [1, 2], образуют сложную колебательную систему. Такая система состоит из масс отдельных деталей и узлов, соединенных между собой упругими элементами, устройствами и гасителями колебаний (амортизаторами). Из практики автомобилестроения известно, что при одинаковой мощности наиболее компактными и эффективными являются гидравлические гасители, так как они обладают стабильной демпфирующей характеристикой в широком диапазоне частот колебаний (до 20 Гц). Эксплуатация современного автомобильного транспорта показывает, что при движении в условиях бездорожья роль амортизаторов существенно возрастает. Так, например, применение амортизаторов способствует предотвращению накопления и усиления
колебаний, увеличению плавности хода автомобиля, и, как следствие, дает возможность автомобилю двигаться с повышенными скоростями (примерно в 1,5 раза) [1, 3].
В качестве рабочего тела гидравлических амортизаторов выступают маловязкие жидкости (технические масла), имеющие в своем составе специальные добавки, обеспечивающие необходимую стойкость и физико-технические свойства, отсутствующие у минеральных смазочных масел. В связи с тем, что характеристики рабочей жидкости, находящейся в амортизаторе, остаются неизменными, принцип работы должен основываться не только на закономерностях изменения силы сопротивления гасителя, но также и на термостатических свойствах амортизатора.
Сравнительный анализ и разработка собственного технического решения
На сегодняшний день разработаны и активно применяются в практике автомобилестроения различные типы гидравлических гасителей колебаний. Они получили широкое применение в подвесках автомобилей и другой транспортной технике. В многочисленных патентных источниках приведены разработки перспективных гидравлических амортизаторов, являющихся более простыми с точки зрения конструкции и позволяющие эффективно гасить колебания транспортных средств [4, 5]. Но при этом ряд вопросов остался нерешенным: вопросы автоматического регулирования силы сопротивления демпферов при прямом и обратном ходе; рассеивание энергии сжатия и растяжения и т.д.
Проанализировав различную научно-техническую литературу и патентные источники на предмет существующих конструкций гидравлических гасителей колебаний [6, 7], авторы [8] разработали на уровне изобретения ^2301363) перспективную конструкцию гасителя, имеющего рад преимуществ по отношению к известным техническим решениям.
Суть представленной разработки состоит в следующем: поршень, жестко закрепленный на полом штоке, имеет на торцевых поверхностях радиально ориентированные ребра, к которым примыкают приливы с дроссельными каналами Г-образной формы. Внутри полого штока установлены две диафрагмы, имеющие полусферическую форму. Одна из диафрагм сплошная, а
другая имеет осевое сквозное отверстие. В промежутке между ними подвижно расположено сферическое тело качения. Оно имеет вертикальный осевой сквозной канал и круговую лыску, расположенную в его горизонтальной экваториальной области. В стенках полого штока (на участке между диафрагмами) выполнены наклонные к продольной оси симметрии штока конусные каналы. У нижних каналов меньшие диаметры расположены на внешней образующей, а у верхних каналов - на внутренней (рис. 1).
Гидравлический демпфер работает следующим образом. При движении автомобиля по неровностям совместно с полым
штоком поршень выполняет рабочий ход. Рабочая жидкость, находящаяся в под-поршневой полости, попадает в горизонтальные каналы выступов, протекает по вертикальным каналам и, контактируя с радиальными ребрами поршня, создает крутящий момент Мкр на полом штоке. Шток закручивается на определенный угол вокруг продольной оси, тем самым поглощая поступательную энергию хода поршня. При обратном движении поршня также возникает сопротивление, но рабочая жидкость при этом проходит в противоположном направлении по указанным выше каналам.
Рис. 1. Расчетная схема перспективного гидромеханического
гасителя колебаний Fig. 1. Design scheme of the promising hydromechanical damper
©
При резком увеличении динамической нагрузки во время рабочего хода поршня, когда его скорость УРХ резко возрастает, рабочая жидкость начинает протекать во внутренней полости штока. Проходя через отверстие, выполненное в диафрагме, перемещает с некоторым сопротивлением сферическое тело качения до момента, пока оно не достигнет сплошной диафрагмы. Таким образом, рабочая жидкость уже не имеет возможности проходить по вертикальному сквозному осевому каналу, и далее поступает в нижние конусные каналы штока, откуда истекает с большой скоростью, создавая тем самым сопротивление движению поршня. Чем больше значение скорости Урх движения поршня на рабочем ходу, тем выше демпфирующая способность гидравлического демпфера.
Тем временем в верхние конусные каналы поршня рабочая жидкость не поступает, так как они перекрыты сферическим телом качения. На обратном ходу поршня (при отдаче демпфера) последний совместно с полым штоком будет двигаться в обратном направлении со скоростью VoX. При этом сферическое тело качения переместится под действием тока рабочей жидкости. Масло попадет в вертикальный осевой сквозной канал и будет протекать в под-поршневую полость демпфера, осуществляя демпфирование этого вида динамического нагружения. Описанные процессы в дальнейшем повторяются многократно.
В качестве объекта исследования выступает серийный автомобиль модели УАЗ-451М [9] с установленным предложенным перспективным амортизатором.
Расчет основных параметров и определение характеристик предложенного гасителя колебаний
С целью оценки работоспособности перспективного амортизатора и определения его основных кинематических и геометрических характеристик разработана расчетная схема (рис. 1). Основным параметром для расчета является неподрессо-ренная масса т (колесо автомобиля), соединенная при помощи упругой связи С1 и С2 (шины и рессоры) и гидромеханического демпфера, имеющего коэффициент сопротивления а, с подрессоренной массой М кузова или рамы. В зависимости от направления перемещения полого штока б каналы поршня амортизатора обеспечивают ток рабочей жидкости в направлении стрелки А либо в противоположную сторону. Торцы каналов примыкают с зазором 8 к радиальным ребрам Д, выполненным на поверхностях поршня. Сплошная диафрагма 1 и диафрагма 2 (с отверстием) закреплены внутри полого штока. Между ними подвижно расположен металлический шарик Ш. В корпусе полого штока выполнены верхние и нижние дроссельные каналы К. В качестве примера для определения силы воздействия потока Р рабочей жидкости на радиальные ребра Д поршня и сил сопротивле-
ния его движению Г, зададим следующие исходные данные: рабочая жидкость -масло АМГ плотностью Y = 86,0 кгсс2/м4 и кинематической вязкостью у =14 ССТ =
о о
1410"° м2/с; установим длину прямолинейного участка канала I = 2010"3 м; диаметры поршней Дп = 410"2 м. В поршнях выполнены (по п = 4) диаметрально расположенные каналы: = 1,7510"3 м. Зададим поступательную скорость поршней УРХ при движении по неровностям дороги: УРХ = 1,8 м/с. Считаем также, что к одному из поршней амортизатора задней подвески (через шток амортизатора от кузова автомобиля с подрессоренной массой 2,7 т, в том числе на переднюю ось 1,2 т и на заднюю 1,5 т) приложена динамическая нагрузка (1), вызванная поперечными колебаниями автомобиля:
N =
1500 2
• Кд = 750 • 2,5 = 1875 кг, (1)
где Кд = 2,5 - динамический коэффициент, заданный исходя из данных работ [1, 2].
В то же время масло будет протекать по стрелке В в полом штоке. За счет
создаваемого тока по этой же стрелке через отверстие в диафрагме рабочая жидкость переместит шарик Ш, который откроет нижние дроссельные каналы К, выполненные в стенках штока, но закроет верхние. Такой ток рабочей жидкости также создаст дополнительную силу сопротивления перемещению поршня.
Предварительно найдем силу давления рабочей жидкости на ребро Д поршня по зависимости [2]:
P _ гущ
g
(2)
где - скорость струи рабочей жидкости при ее подходе к ребру Д, м/с; ш1 - мгновенный расход жидкости, см3/с.
Произведем расчет в следующей последовательности:
1. Вычислим площадь поршня:
FB _■
ж-ДI 3,14-16-10"
_ 12,56 -10-4 м2.
(3)
2. Определим площадь одного дроссельного отверстия бк в поршне:
_ж-а2к _3,14• 3,06• 10-6 _
1ОТВ = 4 = 4 =
= 2,4 • 10-6 м2. (4)
3. Рассчитаем площадь поршня:
S _ F - п - f ■
^ 1 B 11 J ОТВ >
(5)
£ = 12,56•10-4 -4• 2,4•10-6 = 11,6-10 4 м2.
4. Давление в подпоршневой полости во время движения поршня в направлении В определим по следующей зависимости:
р _ N _ 18750 _ 1,59 МПа. (6) S 11,6-10-4
5. Определим скорость потока рабочей жидкости иср в канале бк:
F -V 12,56-10 -1,8
и _ B PX _■
n-L
4-2,4-10-
— _ 235,5 м/с. (7)
6. Вычислим число Рейнольдса:
Re = _ 235,5-',75-10-3 _ 29438 . (8)
v
14-10-
В связи с тем, что Rе(кр) = 2300, и Rе = 29438 > Rе(кр), режим протекания рабочей жидкости в канале бк является турбулентным. Следовательно, можем найти перепад давлений в канале бк поршня ДП по следующей зависимости [2]:
АР = Р2 - Рх = ^ - Урх ) +
• (Л* + д) = ¿к
860•1,03/^„2 , „2ч
=-^— (235,52 -1,82) +
2 • 9,8 1 '
860 • 235,52 ,0,226 • 20 • 10-3
2 - 9,8 v 1,75 -10-3 +0,167) _ 9,19 МПа,
(9)
где а/ - коэффициент Кориолиса, исходя из рекомендаций работы, примем равным 1,03;
ХТР - коэффициент, учитывающий сопротивление тока рабочей жидкости на прямом участке канала поршня и равный 0,226;
С - коэффициент местного сопротивления, зависящий от диаметра канала поршня, принимаем 0,167.
7. Рассчитаем мгновенный расход рабочей жидкости в канале бк поршня по зависимости:
W _ß-fo
-VÄF; (ю)
6
Ж = 0,63 • 2,4-ШЛ/2-98 -л/91,9-105 =
1 V 860 ^
= 687,6 см3/с,
где ц - коэффициент истечения рабочей жидкости, равен 0,63 [2].
8. Исходя из принципа неразрывности струи, рабочая жидкость, проходя через каналы штока, сжимается, ее скорость ^ можно определить по следующей формуле:
Ц =
/отв • ЦСР
2,440-6 • 235,5
fo
2,6 •Ю"
= 217 м/с,
(11)
где /0 - сжатое сечение рабочей жидкости, зависящее от коэффициента сжатия е =
0,65 и /отв, равно 2,610"6 мм2 (/0 = ).
е
9. Вычислим усилие на ребре Д поршня по следующей зависимости:
fo
860 • 217 • 687,6 40-6
p =---= 13,1 кг. (12)
9,8
10. Далее определим крутящий момент Мкр на поршне Т, часть которого жестко присоединена к полому штоку бП:
Мкр = 4p • = 4-13,1--0!4 = 1,1 кгм, (13)
где б0 - диаметр поршня с дроссельными каналами бк, равен 40 мм.
Материал штока - сталь 65Г с аВ = 981МПА. Принимая во внимание, что шток гасителя работает в области циклического нагружения по симметричному циклу, найдем усталостные напряжения по следующей зависимости:
Далее рассчитаем допускаемое касательное напряжение для полого штока бП с запасом прочности п = 7,5:
t 227
\t 1 = i-L = — = 30,2 МПа. (14) L-1J n 7,5
11. Определим диаметр штока бП по данной формуле [10]:
dп = 3
М,,
0,2\t](1 - С4) '
(15)
dП =
3 1
1,1 •Ю3
0,2 • 30,2 (1 - 0,54 )
= 6,6 мм,
где С - коэффициент, характеризующий отношение внутреннего диаметра к наружному —. Предварительно зададим его
йн
равным 0,5.
Окончательно установим = 8,0 мм.
Внутренний диаметр полого штока бВ = 4,0 мм, а диаметр каждого дроссельного отверстия равен бдШ = 1 мм. Вычислим силу сопротивления Я - тока рабочей жидкости, протекающей в направлении стрелки С через нижние дроссельные отверстия К штока по следующей формуле:
128ß • l
R = а • ц =
* d^2
у 4 J
*• d
•ц ;
(16)
ДШ
8• 80• 10-6 • 2• 10-3 • 3,142 (4•Ю-3)4
R =-^-— • 217 =
3,14 • 10-3)
= 3,48 кг,
<г_х= 0,4^= 0,4 • 981 = 392 МПа.
Отсюда следует, что величина касательных напряжений
= 0,58^ = 0,58 • 392 = 227 МПа [10].
где ß - коэффициент вязкости рабочей кГ • с
жидкости
; l - длина канала в штоке,
м
она равна 2,0 мм.
Так как в стенках штока выполнены два дроссельных канала, следовательно,
6
суммарная сила сопротивления движению = 4 р + 2R = 4-13,1 +
поршня составит: +2.3,48 = 59,36 кг.
Заключение
Полученная величина силы сопротивления перспективного гидромеханического гасителя колебаний, работающего на сжатие, близка к серийному гасителю колебаний, смонтированному в задней подвеске автомобиля УАЗ-451М.
Результаты текущего исследования рекомендуются как отечественным, так и зарубежным научно-исследовательским институтам (НИИ), конструкторским и производственным структурам автомобильной
промышленности для дальнейшего изучения и проработки данного амортизатора с целью возможного внедрения его в практику, а также отраслевым НИИ автомобильной промышленности, сельскохозяйственного машиностроения и конструкторским подразделениям предприятий серийно изготавливающим, ремонтирующим и эксплуатирующим автомобильный транспорт, как в нашей стране, так и за рубежом.
Библиографический список
1. Ротенберг Р.В. Подвеска автомобиля и его колебания. 2-е изд. перераб. и доп. М.: Машгиз, 1960. 355 с.
2. Дербаремдикер А.Д. Гидравлические амортизаторы автомобилей. М.: Машиностроение, 1985. 200 с.
3. Рябов И.М., Ковалев А.М., Чернышов К.В. Влияние типа дорожного покрытия и скорости движения АТС на перемещения инерционной массы динамического гасителя колебаний колеса // Автомобильная промышленность. 2013. № 7. С. 18-19.
4. Рыков С.П., Бережной М.В. Гидравлический амортизатор с регулируемой характеристикой // Механики - XXI веку: материалы XII Всерос. науч.-техн. конф. (г. Братск, 14-16 мая 2013 г.). Братск, 2013. С. 170-173.
5. Сливинский Е.В., Радин С.Ю., Климов Д.Н. Перспективный гидравлический амортизатор для АТС // Автомобильная промышленность. М.: Инновационное машиностроение. 2016. № 12. С. 19-20.
6. Патент № 2448291, Российская Федерация, МПК F16F9/48. Амортизатор транспортного сред-
ства / О.О. Тихоненко; заявитель и патентообладатель ТРОЯ КЭПИТАЛ ГРУПП КОРП. (1^); заявл. 24.01.2008; опубл. 20.04.2012. Стильбанс З.И., Орлов Э.Н. Автомобили УАЗ-451М, УАЗ-452 и их модификации. М.: Машиностроение, 1973. 320 с.
7. Патент № 2333403, Российская Федерация, МПК F16F5/00. Гидравлический амортизатор / С.Н. Калинин; заявитель и патентообладатель Калинин Сергей Николаевич ^11); заявл. 26.07.2005; опубл. 10.09.2008.
8. Пат. № 2301363, Российская Федерация, МПК Р16Р. Гидравлический демпфер / Е.В. Сливинский, Д.Н. Климов; заявитель и патентообладатель Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Елецкий государственный университет им. И.А. Бунина»; заявл. 12.12.2004; опубл. 20.06.2007.
9. Стильбанс З.И., Орлов Э.Н. Автомобили УАЗ-451М, УАЗ-452 и их модификации. М.: Машиностроение, 1973. 320 с.
10. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. 5-е изд. М.: Наука, 1970. 544 с.
References
1. Rotenberg R.V. Podveska avtomobilja i ego kole-banija [Vehicle suspension and its vibration]. Moscow: Mashgiz Publ., 1960, 355 p. (In Russian)
2. Derbaremdiker A.D. Gidravlicheskie amortizatory avtomobilej [Vehicle hydraulic shock absorbers]. Moscow: Mechanical Engineering Publ., 1985. 200 p. (In Russian)
3. Ryabov I.M., Kovalev A.M., Chernyshov K.V. Effect of types of road surface and the speed of the moving car on the oscillation amplitude its inertia mass of a dynamic vibration absorber of wheel. Automobile indus-
try [Automotive Industry]. 2013, no. 7, pp. 18-19. (In Russian)
4. Rykov S.P., Berezhnoi M.V. Gidravlicheskij amorti-zator s reguliruemoj harakteristikoj [Hydraulic shock absorber with an adjustable characteristic]. Materialy XII Vserossijskoj nauchno-tehnicheskoj konferencii "Me-haniki-XXI veku" [Materials of XII All-Russia scientific and technical conference "Mechanics - to the XXI century]
5. Slivinsky EV, Radin S.Yu., Klimov D.N. Promising hydraulic shock absorber for motor vehicles. Avtomo-bil'naja promyshlennost' [Automotive industry]. M.: In-
novative machine-building. 2016, no. 12, рр. 19-20. (In Russian)
6. Tikhonenko O.O. Amortizator transportnogo sredstva [Motor vehicle shock absorber]. Patent RF, no. 2448291, 2012.
7. Kalinin S.N. Gidravlicheskij amortizator [Hydraulic shock absorber]. Patent RF, no. 2333403, 2008.
8. Slivinsky E.V., Klimov D.N. Gidravlicheskij dempfer [Hydraulic damper]. Patent RF, no. 2301363, 2007.
9. Stilbans Z.I., Orlov E.N. Avtomobili UAZ-451M, UAZ-452 i ih modifikacii [Automobiles UAZ-451 M, UAZ-452 and their modifications]. Moscow: Mechanical engineering Publ., 1973. 320 p. (In Russian)
10. Feodosiev V.I. Soprotivlenie materialov [Strength of materials]. Moscow: Science Publ., 1970, 544 p. (In Russian)
Критерии авторства
Сливинский Е.В., Кравцов Д.С., Фетисов К.С. заявляют о равном участии в получении и оформлении научных результатов и в равной мере несут ответственность за плагиат.
Конфликт интересов
Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.
Статья поступила 09.11.2017 г.
Authorship criteria
Slivinsky E.V., Kravtsov D.S., Fetisov K.S. declare equal participation in obtaining and formalization of scientific results and bear equal responsibility for plagiarism.
Conflict of interests
The authors declare that there is no conflict of interests regarding the publication of this article.
The article was received 09 November 2017
