VII Международная студенческая научная конференция Студенческий научный форум - 2015

Известно [1-3], что экипажная часть пассажирских вагонов, локомотивов, различных типов и моделей грузовых и легковых автомобилей и другой транспортной техники состоит из ходовой части выполненной в виде колёс, которые связаны с рамами тележек и кузовов через систему упругих элементов, и элементов, поглощающих энергию колебаний. Когда колёса проходят неровности пути в рессорном подвешивании возникают значительные по величине динамические нагрузки. При этом, необрессоренные части экипажей и кузовов испытывают ускорения достигающие 25g. Появлению динамических нагрузок способствуют так же дефекты колёс, местные пороки поверхности катания, эксцентричная посадка колеса на ось, неуравновешенность их неуравновешенность и т.д. Поэтому, именно рессорное подвешивание, уменьшая ускорения обрессоренного строения и вертикальные нагрузки на него и путь, обеспечивает плавность хода подвижному составу. К основным характеристикам рессорного подвешивания относят суммарную жёсткость ступеней рессорных комплектов, степень демпфирования и распределение демпфирования по ступеням. Демпфирование колебаний осуществляется как в самих элементах подвешивания, так и в специально предназначенных устройствах называемых амортизаторами. Наиболее распространёнными и эффективными в конструкциях транспортных средств нашли гидравлические гасители колебаний. Принцип действия их заключается в последовательном перемещении вязкой жидкости поршнем через узкие каналы, в результате происходит перевод механической энергии в тепловую с последующим её рассеиванием в окружающую среду. При проектировании таких гасителей силу их сопротивления определяют исходя из скорости относительной деформации подвижных элементов и коэффициента пропорциональности, который является параметром гасителя. Конструкция современного гидравлического амортизатора (рис.1) представляет собой рабочий цилиндр, в котором подвижно расположен шток с поршнем, причём последний снабжён клапанами с дроссельными отверстиями. Такие же клапаны имеются в днище рабочего цилиндра. Рабочий цилиндр находится внутри масляного резервуара. Для повышения плавности хода пассажирских вагонов гидравлические гасители колебаний устанавливают наклонно во второй ступени рессорного подвешивания, что позволяет гасить не только динамические составляющие вертикальных нагрузок, но и горизонтальных. Рабочим телом в гидравлических амортизаторах служат маловязкие жидкости (технические масла), которые содержат специальные добавки, обеспечивающие требуемые физико-технические свойства и их стойкость, отсутствующие у минеральных смазочных масел. В тоже время, свойства рабочей жидкости, находящейся в

Рис.1

амортизаторе, изменять практически невозможно, и поэтому организация рабочего процесса должна основываться не только на закономерностях

изменения силы сопротивления гасителя, но также и на требованиях термостатической характеристики амортизатора. Так как в конструкциях гидравлических демпферов сила сопротивления возникает при вытеснении жидкости и протекании ее через дросселирующую систему, то при проектировании последней пользуются уравнением неразрывности, описывающим постоянство расхода несжимаемой жидкости вдоль линии тока (принцип Эйлера):

(1)

где - площадь поперечного сечения потока;

и уравнением Бернулли в дифференциальной форме: , , (2)

где и коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения скоростей в соответствующих сечениях потока.

При практических расчетах используют основную формулу расхода жидкости при вида:

(3)

где - коэффициент истечения рабочей жидкости;

- площадь проходного сечения дросселя;

- действительный перепад давления в дросселе.

В итоге строят гидравлические характеристики гасителей в координатах , и , что позволяет проектировать геометрические параметры клапанов [1,2].

Обобщая вышеизложенное, необходимо отметить, что на сегодняшний день созданы и работают на практике различные типы гидравлических гасителей колебаний, которые широко применяются в конструкциях различной транспортной техники. Более того, в многочисленных патентных источниках описаны перспективные конструкции гидравлических демпферов, которые более просты по конструкции и позволяют эффективно демпфировать колебания транспортных средств. В тоже время, для расчета гасителей колебаний разработаны совершенные методики, позволяющие определять рациональные параметры последних. Однако, несмотря на это, не решены еще окончательно, например, вопросы надёжности уплотнительных устройств штоков, которые выполняют различной конструкции, в том числе и такой, которая показана на рис.2. Такое устройство представляет собой резиновый манжет 3 без зазорно охватывающий шток 1 поршня расположенный в направляющей втулке 4 закреплённой жёстко на корпусе амортизатора. Анализ существующих конструкций гидравлических демпферов, представленных в различной научно-технической литературе и

Рис.2

ряде патентных источников, позволил разработать на уровне изобретения (RU2501999) перспективную конструкцию гидравлического демпфера имеющего простую, но более эффективную конструкцию в сравнении с известными техническими решениями, которая исключает использование уплотнительных устройств, да и самого штока в целом.

Так, на рис.3 показан общий вид гидравлического амортизатора в разрезе, на рис.4. его сечение по АА и на рис.5 сечение по ВВ.

Рис.3 Рис.4 Рис.5

Гидравлический амортизатор состоит из рабочего цилиндра 1, в котором размещен поршень 2 с клапанами 3 и 4 и рабочая жидкость 5. Рабочий цилиндр 1 подвижно размещен в защитном кожухе 6 снабжённом телами качения 7 и магнитным кольцом 8. Рабочий цилиндр 1 имеет пробку 9 и кронштейн 10, а защитный кожух 6 кронштейн 11.

Работает гидравлический амортизатор следующим образом. Известно, что гидравлические амортизаторы, например, автомобилей устанавливает таким образом, чтобы защитный кожух своим кронштейном 11 был присоединен шарнирно к кузову автомобиля (на чертежах кузов не показан), а рабочий цилиндр 1 своим кронштейном 10 также шарнирно закреплен на оси колес (ось колес также не показана на чертежах). При движении автомобиля с указанным на рис.3 гидравлическим амортизатором и его колебаниях, вызванных микро и макро профилем дорог, происходит два режима его работы, это рабочий ход (сжатие) и отбой. Рассмотрим сначала режим сжаться гидравлического амортизатора показанного на рис.3. Так под действием динамической нагрузки защитный кожух 6 переместится по стрелке С и он своими телами качения 7 начнет контактировать с рабочим цилиндром 1 в режиме их качения при этом, за счет наличия магнитного кольца 8, жестко закрепленного на защитном кожухе 11, и создаваемого им магнитного поля, в этом же направлении переместится и поршень 2. Движение поршня 2 будет происходить с некоторым сопротивлением за счет того, что рабочая жидкость 5 поступит в канал поршня 2 по стрелке Е, откроет клапаны 4 по строке F и будет перетекать в надпоршневую полость рабочего цилиндра 1. Следовательно, гидравлический амортизатор с демпфирует динамическую нагрузку приложенную к нему от кузова действующую по стрелке С. После того как динамическая нагрузка действующая по стрелке С исчезнет, под действием упругих сил вызванных деформацией рессорного подвешивания автомобиля (подвеска на чертежах также не показана) происходит режим отбоя гидравлического амортизатора. В этом случае защитный кожух 6 начинает перемещаться не по стрелке С, а в обратном направлении, что проводит к перемещению поршня 2 в этом же направлении так же за счет наличия магнитного поля создаваемого магнитным кольцом 8. При этом, под действием давления рабочей жидкости 5 происходит ее ток в направлении стрелок G и открытию клапанов 3 по стрелке К, что способствует протеканию рабочей жидкости в подпоршневую полость поршня 2.Такое движение рабочей жидкости создает условия по демпфированию нагрузки создаваемой подвеской автомобиля в режиме отбоя амортизатора.

Технико-экономическое преимущество предложенного технического решения в сравнении с известными очевидно, так как оно упрощает конструкцию демпфера за счёт исключения из неё штока поршня и тем самым сложного уплотнительного устройства и тем самым повышает его эксплуатацию надежность.

Силу взаимодействия между магнитным кольцом 8 и поршнем 2 применительно, например, предложенного устройства к гидравлическому амортизатору электровоза ЧС4, у которого диаметр поршня равен 80,0 мм можно определить по зависимости [4]:

.

Для расчета этой силы примем:

B - индукция в рабочем зазоре рабочего цилиндра 1 и магнитного кольца 8 равная 2 Тл;

μ₀- магнитная проницаемость воздушного зазора равная 4π·10 ^-7 Н/м;

S – площадь контакта магнитного кольца охватывающего рабочий цилиндр S = πdh = 0,0105м² (высота магнитного кольца 8 и высота поршня равная 60мм). Тогда численное значение усилия, создаваемое магнитным кольцом, составит:

N= 0,0105∙2²/2·4·3,14·10^-7= 1500 кг = 15000 Н

Известно [3], что сила сопротивления движению поршня у серийных гидравлических амортизаторов, используемых на тепловозах и электровозах, а также пассажирских вагонах соответственно при сжатии и отбое составляет в среднем 3500 Н и 15000 Н в нашем же случае она составляет15000 Н при условии, что магнитная индукция в рабочем зазоре рабочего цилиндра и магнитного кольца равна 2 Тл, его высоте 60 мм и диаметре поршня 80, мм . Поэтому ясно, что для получения разного по величине усилия создаваемого поршнем при сжатии и отбое амортизатора необходимо использовать различные геометрические характеристики дроссельных каналов клапанов 3 (см. рис.4). Более того можно регулировать указанные усилия и за счёт изменения магнитной индукции как в большую так и в меньшую сторону соответственно варьируя диаметром и высотой магнитного кольца.

Так, например, известно, что в Японии созданы постоянные магниты, с 1 см² которых можно получить силу сцепления с металлическими материалами до 9000Н (при магнитной индукции 6 Тл и более), тогда при индукции в рабочем зазоре рабочего цилиндра 1 и магнитного кольца 8 равной более 2 Тл усилие создаваемое амортизатором уже составит более 15000 Н, что и обеспечит более надёжную магнитную связь между поршнем и магнитным кольцом.

Учитывая выше изложенное можно в практике подобрать численное значение магнитной индукции такое, которое и обеспечит заданное усилие необходимое для эффективной работы предложенной конструкции гидравлического амортизатора конечно же с учётом.

Для автоматизации проведения расчётов по установлению рациональных конструктивных параметров предложенного технического решения к различным типам тепловозов, электровозов, а также пассажирских вагонов разработана методика выполнения расчетов на ЭВМ с использованием языка Delphi.

Результаты исследования переданы руководству Елецкого участка Белгородского региона Юго-Восточной железной дороги как один из промежуточных этапов выполненного раздела НИР.

В тоже время, предложенная конструкция гидравлического амортизатора рекомендуется научно-исследовательским и конструкторским подразделениям ОАО «РЖД» и автопрома, а также другим структурам для дальнейшего анализа его работоспособности и возможного использования в практике, как в нашей стране, так и за рубежом.

Библиография

1. Конструкция и динамика тепловозов. Изд. 2-е, доп., под ред. Иванова В.Н. М.: Транспорт, 1974.-336 с.

2. Калихович В.Н. Тяговые приводы локомотивов: (Устройство, обслуживание, ремонт).- М.: Транспорт, 1983.-111 с.

3. Повышение надёжности экипажной части тепловозов / А.И. Беляев, Б.Б. Бунин, С.М. Голубятников и др.; Под ред. Л.К. Добрынина.- М.: Транспорт, 1984.-248 с.

4.Касаткин А.С., Немцов М.В. Электротехника, изд.4-ое перераб. М.: Высшая школа, 1983.-243с.

Код для цитирования: Скопировать