23 февраля 2016г.
Известно, что экипажная часть локомотивов и пассажирских вагонов состоит из колѐсных пар, которые связаны с рамой тележек и кузовом через систему упругих элементов, балансиров, надрессорных балок и элементов, поглощающих энергию колебаний. Когда колѐсные пары проходят неровности пути (стыки рельс, детали стрелочных переводов, пучины и т.д.) в рессорном подвешивании возникают динамические нагрузки, в том числе и ударные. При этом, необрессоренные части экипажей испытывают значительные по величине ускорения нередко достигающие 25g. Появлению динамических нагрузок способствуют так же дефекты колѐсных пар, местные пороки поверхности катания, эксцентричная посадка колеса на ось, неуравновешенность колѐсной пары и т.д. Поэтому рессорное подвешивание, уменьшая ускорения обрессоренного строения и вертикальные нагрузки на него и путь, обеспечивает плавность хода подвижному составу. К основным характеристикам рессорного подвешивания обычно относят суммарную жѐсткость ступеней рессорных комплектов, степень демпфирования и распределение демпфирования по его ступеням. Потребную величину демпфирования фрикционными гасителями оценивают зоной трения подвешивания δтр, гидравлическими гасителями коэффициентом демпфированияα и гасителями конструкционного демпфирования декрементом колебанийδ. Наиболее распространѐнными и эффективными в настоящее время являются гидравлические гасители колебаний.
При проектировании таких гасителей силу сопротивления определяют исходя из скорости относительной деформации подвижных элементов и коэффициента пропорциональности, который является параметром гасителя. Конструкция современного гидравлического гасителя представляет собой рабочий цилиндр, в котором подвижно расположен шток с поршнем, причѐм последний снабжѐн клапанами с дроссельными отверстиями. Несмотря на свою эффективность использования такие гасители обладают рядом недостатков и наиболее существенными из них являются – сложность конструкции, за счѐт наличия клапанных устройств, а следовательно и низкая надежность, невозможность в автоматическом режиме изменять свою демпфирующую характеристику, и самое главное то, что в рассеивании энергии не все его детали участвуют в этом процессе.
Учитывая вышеизложенное в ЕГУ им. И.А. Бунина, на кафедре прикладной механики и инженерной графики проводится НИР совместно с Елецким центром организации работы железнодорожных станций Белгородского региона ЮВЖД и МИИТ, и одним из еѐ разделов, является разработка перспективных адаптивных гидромеханических амортизаторов для магистральных, маневровых и промышленных локомотивов, а так же пассажирских вагонов, вагонов электропоездов и ВСНТ. Анализ научно-исследовательских отчѐтов в этой области техники, литературных источников, отечественных, и зарубежных патентов позволил разработать более простую и эффективную конструкцию гасителя колебаний, которые могут быть использованы не только на рельсовых но и безрельсовых транспортных средствах. Такая конструкция признанна изобретением(RU2464462).
Адаптивный гидромеханический демпфер состоит из рабочего
цилиндра 1 с подвижно
расположенным в нем поршнем 2, снабженного дроссельными каналами 3, установленным своими выступами 4 в пазах 5 полого штока 6.В полом штоке 6 подвижно
установлен шток сплошного сечения
7, на котором жестко закреплен верхний диск 8 и нижний диск 9 с выполненными в них криволинейной формы каналами 10 и 11, соединенными с каналом 12, расположенном в штоке сплошного сечения 7 и соединяющим подпоршневую полость 13 с надпоршневой полостью 14 демпфера. Каналы 3 поршня 2 примыкают к спиралеобразным сквозным
пазам 15 и 16, выполненным в верхнем и нижнем дисках 8 и 9. В канале 12 подвижно размещено
шаровой формы тело 17, а внутренний объем рабочего цилиндра 1 заполнен рабочей
жидкостью 18. Шток сплошного
сечения 7 соединен
с нижним диском 9 шпонкой 19 и снабжен гайкой 20. Верхний диск 8 также с помощью шпонки 21соединен со штоком сплошного сечения 7.
Работает адаптивный гидромеханический демпфер следующим
образом. Например, при рабочем ходе, когда поршень 2 совместно с верхним
диском 8 и нижним диском 9, а также с полым штоком 6 и штоком сплошного сечения
7 перемещаются по стрелке Е, рабочая жидкость
18, находящаяся в надпоршневой полости 14, по стрелкам F поступает в каналы 12
и двигаясь в направлении стрелки К, перемещает в этом же направлении шаровой формы тело 17 так, что оно перекрывает канал 12, находящийся в нижнем диске 9, и его каналы криволинейной формы 11. Вследствие этого, рабочая жидкость 18 проходит в каналы криволинейной формы 10 верхнего диска 8. Одновременно рабочая
жидкость 18 проходит
в спиралеобразные сквозные
пазы 15 по стрелкам L и, проходя через дроссельные каналы 3 поршня
2 и спиралеобразные пазы 16 нижнего
диска 8, попадает
в подпоршневую полость
13 рабочего цилиндра 1. Такое движение рабочей
жидкости 18 создает некоторое сопротивление движению
поршня 2 в направлении обратном
стрелке Е. В тоже время,
рабочая жидкость
18, истекая из каналов криволинейной формы 10 по стрелкам М верхнего диска 8, создает
крутящий момент на последнем, действующий по стрелке
N (см. Рисунок
2), что приводит к перекрыше спиралеобразными сквозными
пазами 15 дроссельных каналов 3 поршня 2, препятствуя тем самым поступательному движению
поршня 2 в направлении обратном стрелке Е. Но так как верхний диск 8 получил угловой
поворот под действием крутящего момента, то он закручивает и шток сплошного
сечения 7, который выполнен из упругих
сортов стали, а также, работая как торсион гасит амплитуду перемещения поршня 2. После того
как
движение поршня 2 в направлении стрелки Е прекратится, под действием
упругих сил, шток сплошного
сечения 7 возвращается в исходное положение и детали
демпфера занимают исходное положение
такое, как это показано на рис.1.
После режима сжатия наступает
режим отбоя, при котором поршень
2, совместно со штоками 6 и 7, а также дисками 8 и 9, совершает поступательное движение в направлении обратном
стрелке Е, т.е. перемещается по стрелке
R (см. Рисунок 1). В этом случае рабочая жидкость
18,находящаяся в подпоршневой полости 13, поступает по стрелкам V в дроссельные каналы 3 через спиралеобразные пазы 16 нижнего
диска 9 в спиралеобразные пазы 15 верхнего диска 8, истекая в надпоршневую полость 14, а также по
стрелке Q в канал 12 перемещая тело шаровой формы 17 в этом же направлении пока оно не перекроет этот канал в верхнем диске 8. После этого рабочая жидкость 18 проходит через криволинейной формы каналы 11 (см. Рисунок
2), истекая из них по стрелкам О, создавая тем самым крутящий
момент приложенный к нижнему диску 9, действующей по стрелке Р, что приводит
к перекрыше спиралеобразных пазов 16 с дроссельными каналами
3 поршня 2. Такой угловой поворот
нижнего диска 9 приводит
к сопротивлению движения
потока рабочей жидкости
18 из подпоршневой полости
13 в надпоршневую полость
14 и упругой угловой
деформации штока сплошного сечения 7,
что позволяет тем самым изменять в автоматическом режиме коэффициент демпфирования гасителя,
обеспечивая плавность хода рельсовых и безрельсовых транспортных средств. Далее описанные процессы
могут повторяться неоднократно.
Для оценки работоспособности предложенного технического решения и определения его основных характеристик, например, применительно к тепловозу 2ТЭ10Лпримем следующие исходные
данные. Рабочим телом является жидкость АМГ
с плотностью g = 86,6 кгс·с2/м4, кинематической вязкостью n =14 ССТ = 14·10 -6 м 2 /с и динамической вязкостью m = 866×10-6кгс×с/м2. Диаметр поршня, как и у серийного гасителя выберем равным Д п =80мм, высота поршня
L0 = 94мм; длина штока l= 150мм, число каналов
в поршне n
= 4, диаметр канала dK= 1,5мм. Усилие сопротивления, создаваемое амортизатором,
в
практике проектирования рельсовых и безрельсовых транспортных средств обычно привязывают к поступательной скорости
поршня VП = 0,52м/с (100 кол/мин при ходе штока 100мм), которая по данным ряда отечественных и зарубежных источников [2,3] является одним из основных
режимов при их контрольном испытании в стендовых и эксплуатационных условиях. Поэтому усилие сопротивления предлагаемого амортизатора для вышеуказанных его геометрических параметров при давлении 5,0МПа при
сжатии может достигать значений Рсж = 250кгс и более.
Будем также считать,
что концевые участки криволинейных каналов 11 (см. Рисунок
2 и Рисунок 3) являются
в принципе коническими конфузорами, у которых потеря давления
зависит от квадрата скорости
потока в канале с меньшим диаметром
и от коэффициента местных
потерь определяемого по зависимости [3]:
где, δ – безразмерный коэффициент гидравлических потерь, зависящий
от отношения диаметров участков криволинейного канала. Значение этого
коэффициента лежит в пределах
1,2-3,0;
V – скорость рабочей
жидкости в концевой части криволинейного канала, принята равной
708 м/с [2];
ρ – плотность рабочей
жидкости, 86,6 кгс·с2/м4.
Расход рабочей жидкости, проходящий через конфузор можно
определить по формуле:
Такое значение силы сопротивления перспективного амортизатора работающего на сжатие
близко к серийному амортизатору, устанавливаемому в рессорном
подвешивании отечественных локомотивов и пассажирских вагонов.
Теперь выберем материал штока Ст65Г сζВ = 981МПа считая,
что он работает в области циклического нагружения
по симметричному циклу. Тогда
определим усталостные напряжения по зависимости s -1 = 0,4s B = 0,4 × 981 = 392 МПа. Величина
же касательных напряжений в этом
случае составит t-1 = 0,58s -1 = 0,58×392 = 227 МПа. Определим допускаемые касательные напряжения для штока, считая, что в запас прочности
равен n= 7,5, тогда последние составят
Вычислим значение диаметра
сплошного штока dш
по известной зависимости:
Окончательно примем dш
=30мм.
Результаты исследования рекомендуются как отечественным, так и зарубежным НИИ, конструкторским и производственным структурам тяжѐлого
машиностроения для дальнейшего изучения и доработки предложенного амортизатора с целью возможного внедрения его в практику.
Список литературы
1.
Гидравлические амортизаторы автомобилей. Дербаремдикер А.Д. М.: Машиностроение, 1985-200с.
2. Радин С.Ю. Влияние изменения
сопротивления дросселей на
демпфирующие свойства гидромеханических амортизаторов транспортных средств. Диссертация на соискание учѐной степени к.т.н. ОрѐлГТУ,
2009.-145с.
3.
Оснвы гидро - и пневмоприводов. Чупраков
Ю.И. М.: Машиностроение, 1966-159с.
