Конструкция и расчет торсионной подвески гусеничных машин

М.Г. Дядченко, Г.О. Котиев, Е.Б.Сарач
Учебное пособие по курсу «Методы расчета и
проектирование ходовых систем гусеничных машин»
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ТОРСИОННОЙ ПОДВЕСКИ
БЫСТРОХОДНОЙ ГУСЕНИЧНОЙ МАШИНЫ
Рассмотрены вопросы конструирования торсионных подвесок
быстроходных
гусеничных
машин.
В первом разделе
дан
обзор
конструкций подвесок современных быстроходных гусеничных машин с
подробным анализом элементов конструкции. Вторая и третья главы
посвящены проектировочному расчету торсионной подвески. В них
представлен порядок получения упругой и демпфирующей характеристик
подвески, предложен метод уточнения характеристики демпфера с
использованием программного комплекса «Trak», дан расчет на прочность
элементов конструкции подвески.
Для студентов специальности «Многоцелевые гусеничные машины
и мобильные роботы».
1. Конструкции подвесок быстроходных гусеничных машин
Обзор конструкций подвесок быстроходных гусеничных машин
(БГМ) за все время их развития показывает большое разнообразие как
использованных кинематических схем (направляющий аппарат), так и
типов упругих и демпфирующих элементов. Однако в настоящее время на
быстроходных
гусеничных
машинах
в
основном
применяются
независимые подвески с металлическими (торсионы, редко — пружины)
или
пневматическими
упругими
элементами
и
гидравлическими
демпфирующими элементами (фрикционные демпферы не находят
широкого применения). В то же время существует большое разнообразие
конструктивных
особенностей
конкретных
БГМ,
что
связано
с
компоновочными и технологическими требованиями, а также длительным
жизненным циклом образцов бронетанковой техники. Вследствие того, что
анализ существующих конструкций является неотъемлемой частью
процесса
проектирования
подвески
БГМ,
обзору
наиболее
распространенных конструктивных решений посвящен данный раздел.
1.1. Опорные катки
На большинстве современных отечественных БГМ применяются
опорные
катки
с
наружными
резиновыми
шинами
(бандажами)
(приложение рис. 1.1). Исключение составляют катки танка Т-64
(приложение рис. 1.9), оснащенные внутренней амортизацией. Резиновый
массив в катках с внутренней амортизацией работает в более тяжелых
условиях, что приводит к меньшей долговечности катков.
Катки машин легкой категории, имеющие одинарные шины,
выполняются стальными неразборными (приложение рис. 1.3). Они
состоят из обода с привулканизированной шиной, ступицы и вваренных
между ними дисков. Такая конструкция обеспечивает малую массу катка и
его герметичность, что важно для плавающих машин. Отверстия, которые
предусмотрены в дисках для сообщения внутренней полости с атмосферой
при сварке, после сборки закрываются специальными заглушками.
На машинах средней и тяжелой категорий сейчас используются
разборные катки со сдвоенными шинами (приложение рис. 1.10, 1.11).
Диски катков изготавливаются из легких сплавов. Катки основных танков
имеют стальные ступицы, а у машин средней категории подшипники
могут устанавливаться непосредственно в расточки дисков (приложение
рис. 1.7). На машинах более ранних выпусков
использовались
неразборные стальные катки (приложение рис. 1.8). Они не требовали
использования дополнительных стальных ступиц и реборд, но были
значительно тяжелей современных легкосплавных. В связи с этим катки
такой конструкции целесообразно использовать на низкоскоростных
гусеничных машинах, когда большая неподрессориная масса не оказывает
существенного влияния на плавность хода.
Здесь хотелось бы отметить, что при демонтаже двухрядных катков
большинства БГМ, из-за конструктивных особенностей, приходится
разбирать подшипниковый узел опорного катка. Это приводит к тому, что,
чаще всего, при выходе из строя, например, шины катка, каток бракуется
целиком вместе с подшипниковым узлом. Этот недостаток был устранен в
конструкции катков Т-80 и БМП-3, у которых диски катков можно
демонтировать отдельно от ступицы (приложение рис. 1.11 и 1.6). Но такая
конструкция
имеет
дополнительные
особенности,
которые
будут
рассмотрены ниже.
Диски опорных катков БГМ скрепляются между собой или со
ступицей болтами и гайками. Болты фиксируются от проворота упором
граней головки в соответствующие выступы диска катка или ступицы.
Гайки стопорятся от самоотворачивания при помощи шплинтов или
применением специальных гаек с увеличенным трением в резьбе.
Для
уменьшения
износа
дисков
катка
и
предупреждения
повреждения резиновой шины гребнями траков, катки оснащаются
ребордами. Стальные катки с однорядной шиной имеют выступы обода,
выполняющие роль реборд, которые подвергаются термоупрочнению.
Диски катков из алюминиевого сплава оснащаются ребордами из
износостойкой стали. В этом случае реборды запрессовываются в диск или
крепятся пружинными замковыми кольцами.
Ступицы
катков
служат
для
установки
наружных
колец
подшипников и центрирования дисков. Так как применять посадку с
натягом между ступицей и дисками нежелательно для сборки и демонтажа
катка
в
полевых
позиционирования
условиях,
дисков
то
посадку
относительно
используют
ступицы,
только
а
для
фиксация
осуществляется путем обжатия центрального пояска ступицы дисками, при
затяжки болтов катка (приложение рис. 1.10). В случае крепления дисков к
ступицы болтами (приложение рис. 1.11) центрирование происходит по
внутреннему
диаметру
дисков,
а
фиксация
и
передача
усилий
осуществляется непосредственно через болтовое соединение. В этом
случае сферические поверхности гаек 10 используются для разгрузки
болтового соединения, так как позиционировать с помощью них диск
относительно ступицы (как это происходит в колесной технике) не удается
из-за разной твердости материалов гайки и диска. Если в конструкции
отсутствует
ступица
как
отдельная
деталь,
имеется
специальное
центрирующее кольцо 1 (приложение рис. 1.7), обеспечивающее соосность
дисков катка.
Каток
устанавливается
на
оси
на
подшипниках
качения.
Малогабаритные катки с внутренней амортизацией устанавливаются на
нестандартных
сдвоенных
конических
роликовых
подшипниках
1
(приложение рис. 1.9), имеющих малый радиальный размер при высокой
грузоподъемности. В катках с наружным обрезиниванием используются
стандартные шариковые и роликовые подшипники (приложение рис. 1.7).
Шариковые радиальные подшипники воспринимают радиальные и осевые
нагрузки, возникающие при поворотах и движении по уклонам. Роликовые
радиальные подшипники воспринимают большую часть радиальных
нагрузок. В катках легких машин могут использоваться два шариковых
подшипника (приложение рис. 1.2), а в катках машин средней и тяжелой
категорий — шариковый и роликовый подшипники, имеющие близкий
наружный
диаметр.
Конструкция
катка
должна
предусматривать
возможность установки двух роликовых подшипников вместо одного в
усиленных катках передних подвесок (приложение рис. 1.10). Наружные
кольца подшипников устанавливаются в ступицу по посадке с натягом,
фиксируются крышками, притягиваемыми 6 ÷ 8 болтами с резьбой М8 ÷
М10.
Внутренние
кольца
подшипников
при
монтаже
катка
устанавливаются на оси балансира по посадке с зазором (для облегчения
сборки
и
более
равномерного
износа
подшипников
в
процессе
эксплуатации) распираются втулкой и фиксируются на сои гайкой или
резьбовой пробкой, вворачиваемой в отверстие оси. От отворачивания
гайка стопорится шплинтом или отгибной шайбой.
Смазывание
консистентной
или
подшипников
жидкой
катка
смазкой.
может
В
случае
осуществляться
использования
консистентной смазки предусматриваются два канала (а приложение рис.
1.8) для запрессовки смазки в полость катка, которые закрываются
болтами, крепящими крышку ступицы. При использовании жидкой смазки
в центре крышки предусматривается контрольно-заливочное отверстие с
пробкой 12 (приложение рис. 1.3).
Уплотнительные устройства катка могут включать самоподжимные
манжеты и лабиринтные уплотнения. Самоподжимные манжеты могут
иметь одну или несколько рабочих кромок и устанавливаются таким
образом, чтобы предотвратить вытекание смазки из катка, а также
попадание воды и абразива в полость катка. Крышки катка уплотняются
резиновыми кольцами или паронитовыми прокладками.
1.2. Балансиры
Балансир представляет собой рычаг, преобразующий вертикальное
движение катка во вращательное движение головки торсиона. Балансир
состоит из рычага балансира и двух осей: верхней, устанавливающейся в
корпус, и нижней – оси катка. Исключение составляет балансиры танков Т80 и Т-64 (приложение рис. 1.9 и 1.11), которые вместо верхних осей
имеют цилиндрические корпус-обоймы. В качестве верхних осей
балансиров в Т-80 и Т-64 используются кронштейны, установленные в
корпус ГМ.
Балансиры изготавливаются ковкой или штамповкой как цельными,
так и составными. Например, ось балансира ГМ-569 (приложение рис. 1.7)
изготовляется отдельно и соединяется с телом балансира посадкой с
натягом и сваркой. На легких машинах гражданского назначения
используется также конструкция, в которой ось катка, ось балансира и тело
балансира изготавливаются отдельно из проката и соединяются посадками
и сваркой.
Ось катка имеет посадочные места под внутренние кольца
подшипников катка. Для снижения массы конструкции в оси катка
выполняется отверстие, закрываемое заглушкой для предотвращения
излишнего расхода смазки. Из соображений технологичности ремонта и
восстановления
рабочую
поверхность
манжетных
уплотнений
изготавливают в виде напрессованной на ось катка втулки 31 (приложение
рис. 1.11). При ремонте изношенная, с выработками от манжет, втулка
срезается
и
заменяется
новой.
В
противном
случае
необходимо
восстанавливать ось катка наплавкой с последующей механообработкой и
термоупрочнением.
Рычаг балансира может иметь постоянное (например, круглое)
сечение
или
переменное,
обеспечивающее
равнопрочность.
Для
облегчения конструкции в теле балансира может выполняться сверление,
не влияющее на изгибную прочность балансира. Также на балансире
предусматривается специальная площадка или палец, запрессованный в
отверстие оси катка, для упора в ограничитель хода (отбойник). Палец
также используется для установки домкрата при вывешивании опорного
катка.
Для соединения с телескопическим амортизатором на балансире
крепится сваркой кронштейн в виде двух проушин (а приложение рис. 1.2)
или запрессовывается цапфа 5 (приложение рис. 1.9). Если амортизатор
рычажно-лопастной, то его тяга крепится к пальцу 32 (приложение рис.
1.10), запрессованному в отверстие в оси катка.
Верхняя ось балансира на современных ГМ (кроме Т-64, Т-80) имеет
две шейки, которые являются, в зависимости от конструкции, цапфами
подшипников
скольжения
или
внутренними
кольцами
игольчатых
подшипников. Подшипники скольжения применяются на БГМ легкой
категории (БМП-2, ПТ-76, МТ-ЛБ), игольчатые подшипники — на средних
и тяжелых машинах.
В
оси
балансира
выполняется
отверстие,
в
котором
предусматриваются шлицы треугольного профиля для соединения с
торсионным валом. В балансирах машин с пневмогидравлическими
рессорами (ПГР) такое отверстие тоже выполняется для облегчения
конструкции. На наружной поверхности верхней оси балансира ГМ-569
изготовлены шлицы для установки рычага 12 (приложение рис. 1.7)
телескопического гидроамортизатора или ПГР.
В конструкции балансиров Т-64 и Т-80 внешней опорой игольчатых
подшипников является корпус-обойма балансира, а внутренней –
кронштейн, установленный в корпусе машины. Для передачи крутящего
момента на торсион в корпусе-обойме предусматриваются внутренние
шлицы.
1.3. Крепление балансира в корпусе
Конструкции узлов крепления балансира в корпусе отличаются
наибольшим
разнообразием
по
типу
используемых
подшипников,
принципу осевой фиксации балансира и регулировке положения катков.
Рассмотрим подробнее наиболее различающиеся конструкции.
Балансир БМП-1 (БМП-2) (приложение рис. 1.4) установлен в
корпусе на двух подшипниках скольжения с бронзовыми вкладышами 10 и
11. Осевая фиксация балансира обеспечивается креплением его при
помощи болта 20 к торсиону 17. Торсион, в свою очередь, на
противоположном конце болтом 4 соединен с крышкой 5. Эта крышка,
упираясь в торец шлицев в отверстии, препятствует движению торсиона и
балансира «наружу». Сдвигу балансира «внутрь» корпуса препятствуют
прокладки 15, установленные между торцом кольца лабиринтного
уплотнения, приваренного к балансиру, и корпусом машины. Смазка
подшипников скольжения производится консистентной смазкой через
пробку, выведенную на борт машины и полость (трабку), подводящую
смазку
к
внутренней
обеспечивается
полости
лабиринтным
опоры
балансира.
уплотнением,
Уплотнение
манжетами
и
уплотнительными кольцами.
Конструкции узлов крепления балансира ПТ-76, МТ-ЛБ БМД-1
подобны использованной на БМП-1 (БМП-2). Здесь также используются
подшипники скольжения, но с неметаллическими вкладышами. Осевая
фиксация балансира ПТ-76 (приложение рис. 1.5) обеспечивается
специальным захватом 13, который крепится к борту, а его выступ входит
в ответный паз на балансире. На БМД-1 осевая фиксация балансира
осуществляется с помощью шариков 26 (приложение рис. 1.1). Способ
такой фиксации описан ниже на примере ГМ-569.
Балансир ГМ-569 (приложение рис. 1.7) установлен в корпусе на
двух игольчатых подшипниках 10 и 15. Наружные кольца подшипников
установлены в расточках корпуса и имеют места под уплотнительные
манжеты и каналы для подвода смазки. Кольцо внешнего подшипника,
кроме того, имеет канавку для шариков и паз для фиксатора. На оси
балансира также имеется канавка, так что после сборки подшипника и оси
балансира канавки балансира и кольца подшипника образуют кольцевой
канал круглого сечения, который заполняется шариками через отверстие,
закрываемое пробкой. Шарики образуют упорный шарикоподшипник,
который фиксирует в осевом направлении балансир относительного
наружного
кольца
подшипника.
Сам
подшипник
стопориться
относительно корпуса фиксатором 24, который входит в паз на наружной
поверхности
подшипника.
Фиксатор
находится
в
прямоугольном
отверстии корпуса машины и удерживается от выпадения крышкой.
Кольцо внутреннего подшипника установлено в расточке корпуса по
посадке с зазором и с помощью стопорных колец зафиксировано в осевом
направлении относительно оси балансира. Уплотнение обеспечивается
манжетами и лабиринтными уплотнениям.
Узел крепления балансира Т-80 в корпус (приложение рис. 1.11)
является развитием конструкции, использованной на Т-64, и имеет с ней
ряд общих черт. Балансир в этих конструкциях вместо верхней оси имеет
цилиндрический корпус-обойму, в котором устанавливаются игольчатые
подшипники. Внутренние кольца подшипников устанавливаются на
закрепленном в борту кронштейне-оси 22. Ось через отверстие в борту
вворачивается в бонку (гайку) 23, приваренною к борту машины. Для
вворачивания оси в бонку предусматриваются внутренние шлицы под
спецключ. От самоотворачивания ось фиксируется стопором 27 в виде
зубчатого сектора, который входит в зацепление с зубчатым венцом,
приваренным к оси.
Игольчатые подшипники 10 и 12 на Т-64 (приложение рис. 1.9) не
имеют колец как отдельных деталей, а беговыми дорожками им служат
специально обработанные поверхности балансира и оси. Канавки для
шариков 11, обеспечивающих осевую фиксацию, также выполняются
непосредственно в балансире и на оси. Заполнение и удаление шариков
производится через два отверстия, закрываемых пробками. В подвеске
Т-80 (приложение рис. 1.11) двухрядный игольчатый подшипник 20
представляет собой отдельный узел. Между рядами роликов располагается
ряд шариков 29, которые образуют упорный шарикоподшипник и
обеспечивают осевую фиксацию. Для удобства сборки внешнее кольцо
подшипника сделано составным из двух частей, что делает ненужными
отверстия для закладки и удаления шариков. Внутреннее кольцо
подшипника крепится на оси резьбовой пробкой 17, наружное фиксируется
в расточке балансира пружинным кольцом 42.
На Т-64 торсион соединяется непосредственно с балансиром при
помощи шлицов, а на Т-80 – при помощи специальной переходной
шлицевой муфты 13. Муфта фиксируется от осевых перемещений при
помощи замка, который образуется выступами на муфте и ответными
прорезями в кольцевом выступе на внутренней поверхности оси. При
сборке муфта вставляется таким образом, что выступы входят в прорези.
После поворота муфты выступы не совпадают с прорезями, и муфта
фиксируется в осевом направлении.
Смазывание подшипников производится консистентной смазкой
через
заправочные
пробки
16.
Уплотнение
обеспечивается
самоподжимными манжетами и лабиринтными уплотнениями.
Конструкция узла крепления балансира в корпусе на танке Т-72
(приложение рис. 1.10) подобна использованной на ГМ-569, однако втулка
19, в которой размещается наружный игольчатый подшипник и заделка
торсиона катка противоположного борта, крепится к борту болтами 30.
Для установки втулки в борту имеется отверстие грушевидной формы.
Балансир 1 фиксируется в осевом направлении относительно втулки
шариками 20, закладываемыми в канал, образованный проточками на
балансире
и
во
втулке.
Внутренний
игольчатый
подшипник
устанавливается в цилиндрическом кронштейне 27, приваренном к днищу
корпуса. Обойма подшипника 24 в осевом направлении зафиксирована
относительно оси балансира при помощи проставочных колец 46 и сектора
43. Распорная втулка 22 соединяет втулку с кронштейном и образует таким
образом единую полость для смазки, которая подается через отверстие,
закрытое резьбовой пробкой 28.
На танке Т-62 (приложение рис. 1.8) узел подвески внешне похож на
подвеску Т-72 и является ее прототипом, но крепление балансира в корпус
имеет существенные отличия. Здесь ось балансира с одной стороны
опирается на подшипник скольжения 22, установленный в кронштейне 20,
а с другой, через торсионный вал 23, на роликовый подшипник 13,
расположенный в опоре 18, прикрученной к борту машины болтами. От
осевого
перемещения
балансир
удерживает
ограничитель
11,
прикрученный к балансиру и охватывающий выступ опоры роликового
подшипника.
1.4. Регулировка положения катков
В связи с погрешностями изготовления корпуса и элементов ходовой
части возникает необходимость регулировки взаимного положения
(«выставки по колее») опорных катков, ведущего и направляющего колес.
Для
этой
цели
в
конструкции
подвески
предусматриваются
регулировочные приспособления.
В подвеске БМП-1 и БМП-2, а также на МТ-ЛБ осевая фиксация
балансира обеспечивается благодаря торсиону, поэтому для выставки
катка
используются
прокладки
18
и
22
(приложение
рис.
1.4),
устанавливаемые между торцом торсиона 17 и крышкой 19, упирающейся
в шлицы балансира 16, а также прокладки 15 между торцами лабиринтных
уплотнений балансира и корпуса. Таким образом, добавляя прокладки,
можно сместить балансир наружу (от борта). Чтобы исключить осевой
люфт балансира, соответствующая по толщине прокладка должна быть
добавлена между балансиром и корпусом. При этом необходимо сохранить
осевой зазор 0,2÷0,6 мм, чтобы избежать появления натяга при
температурном расширении торсионного вала.
Конструкция катков Т-80 и БМП-3 позволяет регулировать осевое
положение катка путем установки прокладок между фланцем ступицы и
дисками катка (приложение рис. 1.11 позиция 36 и рис. 1.6 позиция 4).
На ПТ-76 регулировка положения катков по колее производится
путем добавления или съема прокладок 12 (приложение рис. 1.5) под
захват 13, обеспечивающий осевую фиксацию балансира.
На Т-64 осевое положение катка регулируется при помощи
прокладок 8 (приложение рис. 1.9), устанавливаемых под ось балансира 7
при ее креплении в борт машины.
В конструкции подвески ГМ-569 осевое положение балансира и
катка регулируется при помощи прокладок 25 (приложение рис. 1.7),
устанавливаемых в паз фиксатора 24. При этом используется один и тот же
набор прокладок, но они устанавливаются справа или слева от фиксатора,
перемещая его, таким образом, в осевом направлении.
Осевое положение балансира и катка в подвеске Т-72 регулируется
при помощи прокладок 18 (приложение рис. 1.10), устанавливаемых между
фланцем втулки 19 и бортом машины.
В подвеске БМД-1 выставка по колее осуществляется за счет
прокладок 27 (приложение рис. 1.1) между крышкой 25 и корпусом.
1.5. Крепление амортизаторов и ПГР
Наиболее часто применяемым типом амортизаторов являются
телескопические. Цилиндр и шток амортизатора крепятся к корпусу
машины и балансиру при помощи шаровых шарниров, что обеспечивает
разгрузку штока от изгибающих моментов.
На
машинах
БМП-1,
БМП-2,
БМП-3,
Т-64,
Т-80,
МТ-ЛБ
телескопические амортизаторы установлены снаружи корпуса. На Т-64,
Т-80, БМП-3 амортизатор крепится на двух шаровых пальцах, один из
которых крепится к борту, а другой – запрессован в отверстие в балансире
5 (приложение рис. 1.9). На БМП-1 и БМП-2 амортизатор крепится к двум
проушинам, одна из которых приварена к балансиру, а другая – выполнена
в виде кронштейна, приваренного к борту машины. На МТ-ЛБ для
крепления амортизатора предусмотрены проушина а (приложение рис. 1.2)
на балансире и кронштейн 1 (приложение рис. 1.12) на борту машины.
На ГМ-569 и БМД-1 телескопические амортизаторы (или ПГР)
установлены в корпусе машины, что обеспечивает их защиту от
механических повреждений и повышенного износа. Шток крепится к
проушине рычага (приложение рис. 1.7 позиция 12 и рис. 1.1 позиция 29),
установленного на сои балансира на шлицах, а корпус амортизатора (или
ПГР) – к проушине, которая выполнена в кронштейне, прикрепленном к
борту болтами.
На ряде машин используются рычажно-лопастные (Т-72, Т-62) или
рычажно-поршневые (ПТ-76) амортизаторы. Они крепятся к борту
болтами, а их рычаг соединяется с балансиром тягой. Тяга крепится к
пальцу 32 (приложение рис. 1.10), запрессованному в отверстие в
балансире. Для компенсации возможных перекосов тяга устанавливается
на сферических шарнирах.
1.6. Ограничители хода и подрессорники
Ограничители хода предназначены для предотвращения поломки
торсионов и амортизаторов. Ограничители хода (отбойники) выполняются
жесткими или упругими. Жесткие отбойники представляют собой
массивные металлические упоры, прикрепленные к борту машины
сваркой. В упругих ограничителях хода имеется деформируемый элемент,
как правило, резиновый (приложение рис. 1.4 позиция 12 и рис. 1.5
позиция 10). Однако ход и энергоемкость этого упругого элемента
слишком малы, чтобы они оказывал какое-либо влияние на плавность
хода. Его назначение – снизить динамические нагрузки, действующие на
корпус и экипаж при «пробое» подвески.
Для увеличения энергоемкости подвески и улучшения плавности
хода
на
передних
катках
некоторых
машин
устанавливаются
дополнительные упругие элементы – подрессорники (приложение рис. 1.2
позиция 19, рис. 1.4 позиция 2 и рис. 1.5 позиция 4). Они выполнены в
виде
конических
листовых
пружин,
имеющих
прогрессивную
характеристику (жесткость при сжатии возрастает).
1.7. Торсионы
Наиболее распространенными упругими элементами современных
БГМ
являются
цилиндрические
стержни
–
торсионы.
Торсионы
изготавливаются из легированной стали 45ХНМФА. Длина торсионных
валов
системы
подрессоривания
современных
гусеничных
машин
сопоставима с шириной их корпуса. В следствии этого катки левого и
правого бортов смещены относительно друг друга. Исключение составляет
танк Т-64, где торсионы разных бортов установлены соосно. Здесь длина
торсионного вала сопоставима с половиной ширины корпуса машины.
На концах торсиона имеются две шлицевые головки со шлицами
треугольного профиля. Причем диаметры головок различные. Головка
малого диаметра устанавливается в шлицевое отверстие кронштейна
подвески, а большая –
в отверстие оси балансира. Головки имеют
различное число шлицев, чем обеспечивается точность установки
балансира относительно корпуса машины.
Переход от шлицевой головки к цилиндрической поверхности
рабочей части торсиона диаметра d
выполняется плавным с радиусом
галтели R = (1…2) d. Этим обеспечивается снижение концентрации
напряжений
торсиона.
и,
следовательно,
повышение
усталостной
прочности
Резьбовые отверстия с торца торсиона выполнено для установки
съемника.
На
наружном
конце
торсиона
танка
Т-62
имеется
цилиндрический участок под роликоподшипник, являющийся наружной
опорой балансира.
Стержень торсионного вала обычно обмотан изоляционной лентой,
предохраняющей его от повреждения.
1.8. Амортизаторы (демпферы)
В подавляющем большинстве подвесок современных отечественных
БГМ в качестве демпфирующего элемента используются телескопические
амортизаторы (приложение рис. 1.12 и 1.14). Исключение составляет танк
Т-72 с рычажно-лопостным амортизатором (приложение рис. 1.13), а также
раннее выпускаемые машины, Т-62 с рычажно-лопостным и ПТ-76 с
рычажно-поршневым амортизаторами.
Амортизаторы различных машин имеют свои конструктивные
особенности, но независимо от этого в их конструкции можно выделить
ряд одинаковых элементов.
Любой амортизатор имеет две полости, которые, во время работы
амортизатора, обмениваются между собой рабочей жидкостью. Эти
полости
обычно
отделены
друг
от
друга
дроссельной
системой
амортизатора.
Также в амортизаторе имеется компенсационная камера, в которую
перетекает при тепловом расширении рабочая жидкость. Если амортизатор
телескопический, то в компенсационную камеру попадает также жидкость,
вытесняемая штоком. Компенсационная камера может иметь связь с
атмосферой или быть газонаполненной, тогда в ней будет находиться
устройство, отделяющее газ от жидкости (поршень разделитель, или
мембрана).
В дроссельной системе амортизаторов можно выделить основные и
дополнительные
отверстия,
а
также
предохранительные
клапана.
Основные отверстия работают как на прямом, так и на обратном ходе
подвески. Дополнительные отверстия работают только на прямом ходе
подвески, и обеспечивают более пологую характеристику прямого хода
амортизатора, по сравнению с обратным ходом. Такие отверстия
пропускают жидкость только в одну сторону (закрыты клапанами). В
некоторых конструкциях демпферов все дроссельные отверстия закрыты
клапанами и работают либо на прямом, либо на обратном ходу подвески.
Предохранительные клапана служат для ограничения силы сопротивления
амортизатора на прямом ходе при больших скоростях движения подвески.
Эти клапана обычно оборудованы устройствами, предотвращающими их
осцилляцию во время работы.
Амортизаторы БГМ являются высоконагруженными элементами
ходовой части. В них в виде тепла выделяется большое количество
энергии. Поэтому корпуса амортизаторов современных ГМ либо имеет
ребра охлаждения (Т-80), либо контактирует с массивным бортом машины
(Т-72). В последнее время, на БГМ, находит широкое применение
амортизаторы с жидкостной системой охлаждения (ГМ-569).
2. Получение упругой и демпфирующей характеристики
подвески
2.1. Выбор жесткости упругих элементов подвески
Жесткость упругих элементов найдем исходя из рекомендуемых
значений периода продольно-угловых колебаний корпуса Tϕ, который, для
нормального самочувствия экипажа, должен находиться в диапазоне
0,5…1,8 с [1].
Tϕ = 2π
IY
n
2∑ c l
i =1
,
2
i i
где IY - момент инерции корпуса относительно поперечной оси,
проходящей через центр масс;
ci - жесткость рессоры i-ой подвески;
li - продольная координата i-ой подвески относительно центра масс
корпуса;
n - число опорных катков по борту.
Положим, что жесткости всех подвесок равны и определяются по
формуле:
2π 2 I Y
c = ci =
.
n
2
2
Tϕ ∑ li
i =1
Момент инерции
эмпирической формуле:
IY = α K
подрессоренного
корпуса
определим
по
Gп
(0,06βОБ L2КОРП + H 2КОРП ) ,
g
где GП - вес подрессоренного корпуса, составляет 92…94% от полного веса
машины;
αк - коэффициент влияния масс корпуса, лежит в диапазоне 0,5…1,
возрастая с массой машины;
βОБ - коэффициент распределения масс оборудования, от 1,06 при малой
массе оборудования до 1,15 при установке массивного оборудования
удаленного от центра масс машины;
Lкорп и Hкорп – длина и высота корпуса машины соответственно.
Предельным допускаемым значениям периода продольно-угловых
колебаний соответствуют максимальное cmax и минимальное cmin значения
жесткости подвески вблизи статического хода.
Статическая нагрузка на один каток:
(G + ∆PГ ) ,
PCT = п
2n
где
∆PГ
-
составляющая
статического
натяжения
гусеницы,
воздействующая на крайние катки.
∆PГ = PГ⋅(sinαНК + sinαВК)
где αНК и αВК - угол наклона ветвей гусеницы у направляющего и ведущего
колес соответственно.
Статическое угловое положение балансира (рис. 2.1) определим по
формуле:
RБ
H
γСТ
β0
βСТ
HКЛ
βm
γm
RОК
fДИН
fПОЛН
fСТ
hГУС
Рис. 2.1. Кинематическая схема подвески
 H + H − h ГУС − R OK 
 ,
β CT = arccos КЛ
RБ


где HКЛ – высота клиринса гусеничной машины;
Н – расстояние от оси торсиона до днища машины,
принимаем Н = 0,1…0,2м;
hГУС – толщина гусеницы;
RОК – радиус опорного катка;
RБ – радиус балансира.
2.2. Нахождение диаметра торсиона
Поскольку для гусеничных машин принципиально важен как можно
больший динамический ход катка, а величина статического хода имеет
второстепенное значение, вычислим диаметр торсионного вала, при
котором обеспечивается максимум динамического хода катка:
d дин = 3
64PCT R Б sin β CT
,
π[τ]max
где [τ]max = 1100…1600 МПа - максимальные допустимые касательные
напряжения в торсионе.
Как
видно,
данная
формула
включает
в
себя
величины,
учитывающие все основные параметры подвески: нагрузку на каток (PCT),
кинематические характеристики (RБ и βCT), а также свойства материала
торсиона
([τ]max).
Однако
данная
формула
никак
не
учитывает
ограничения, накладываемые на жесткость подвески допустимыми
значениями периода продольно-угловых колебаний. Чтобы учесть эти
ограничения, найдем максимальное и минимальное значения диаметра
торсионного вала, при которых подвеска будет иметь вблизи статического
положения максимальную и минимальную допустимую жесткость:
32[c min R 2Б sin 2 β CT + PCT R Б cos β CT ]L T
,
d min =
πG
4
где LТ – длинна рабочей части торсионного вала (обычно сопоставима с
шириной корпуса гусеничной машины);
G - модуль упругости второго рода материала торсиона (G = 8,3*104 МПа).
Максимальный диаметр торсиона dmax определяется аналогично по
значению жесткости cmax.
Если ранее найденное значение диаметра торсиона dдин не попадает в
отрезок [dmin, dmax], для дальнейших расчетов следует принять диаметр
торсиона равным ближайшему к dдин из двух значений dmin и dmax.
2.3. Построение упругой характеристики подвески
Определив диаметр торсиона, получим остальные параметры
кинематики подвески (рис 2.1).
Максимальный угол закрутки торсиона:
2[τ]max L T
γM =
.
Gd T
Угол закрутки торсиона в статическом положении:
32 ⋅ PCT R Б sin βCT L T
γ CT =
.
πd T4 G
Угловое положение балансира при нулевой закрутке торсиона
(установочный угол):
β0 = βСТ - γСТ.
Если угол β0 оказывается меньше 20°, в конструкции подвески
необходимо предусмотреть ограничитель обратного хода. Угол β0′
установки
такого
ограничителя
выбирается
из
конструктивных
соображений в диапазоне 25°…30°. Именно от положения балансира β0′ в
таком случае отсчитывается ход катка. Сила на катке при нулевом ходе
будет отличной от нуля.
Угловое
положение
балансира
при
максимальной
торсиона (угол установки отбойника):
βМ = β0 + γМ.
Статический ход подвески находим по формуле:
закрутке
fCT = RБ⋅(cosβ0 - cosβСТ).
Если
используется
ограничитель
обратного
хода
катка,
для
нахождения статического хода используется формула:
fCT = RБ⋅(cosβ0′ - cosβСТ).
Полный ход опорного катка:
fполн = RБ⋅[cosβ0 - cos(β0 + γM)].
Если используется значение β0′, то полный ход катка определяется
по формуле:
fполн = RБ⋅[cosβ0′ - cos(β0 + γM)].
Динамический ход:
fДИН = fполн - fCT.
Приведенная к катку упругая характеристика торсионной подвески
описывается следующим параметрическим уравнением:
f = R Б (cos β 0 − cos β )


G ⋅ IP
1
.
P=
⋅ (β − β0 ) ⋅
LT
R Б ⋅ sin β 
Расчет производится в диапазоне значений угла от β0 до βМ.
Характеристика строится в координатах f – P.
Если в конструкции используется ограничитель обратного хода
катка, установленный на угле β0′, то первое из двух уравнений примет вид:
f = RБ⋅(cosβ0′ - cosβ),
а характеристика P(f) строится в диапазоне углов β0′ до βМ.
2.4. Удельная потенциальная энергия подвески
Удельная потенциальная энергия подвески λ является важным
показателем качества системы подрессоривания. Если не учитывать
влияние амортизаторов, удельную потенциальную энергию подвески
можно в общем случае найти по формуле:
2 n f•
λ=
∑ ∫ P df
i =1 0
i
Gп
.
Если все подвески одинаковы и линейны, то:
2
n ⋅ c ⋅ f ПОЛН
λ=
.
Gп
Для современных ГМ считается достаточным λ = 0,6…0,8 м.
Если величина удельной потенциальной энергии недостаточна, а
жесткость упругих элементов повышать нельзя, целесообразно в конце
динамического
хода
катка
включить
параллельно
с
торсионом
дополнительный упругий элемент – подрессорник (рис 2.2).
Рис. 2.2. Упругая характеристика подвески с подрессорником
1 – характеристика основного упругого элемента;
2 – суммарная характеристика с подрессорником
Требуемая суммарная удельная потенциальная энергия подвески с
подрессорником λΣ будет обеспечена при жесткости подрессорника:
cп =
2(λ Σ − λ ) ⋅ PCT
(k ПР ⋅ f ДИН )2
,
где коэффициент kпр = 0,3…0,4.
Более корректно λ можно определить, исходя из свойств материала
торсиона и его геометрических размеров:
πd T2 [τ]2max L T
λ=
.
16 ⋅ PCT ⋅ G
Если в подвеске используется нижний ограничитель хода (в
вывешенном
положении
катка
торсион
закручен),
то
правильно
определить удельную потенциальную энергию подвески можно по
упругой характеристике торсиона.
2.5. Определение основных характеристик демпферов
Сопротивление демпферов (амортизаторов) выбирают так, чтобы
обеспечить гашение колебаний корпуса с требуемой эффективностью:
ν = ϕ1/ϕ2, где ϕ1 и ϕ2 – амплитуды колебаний в моменты, отстоящие на
величину периода колебаний. Для современных БГМ допустимые
значения ν = 10…17.
Демпфирующие
свойства
амортизатора
определяются
коэффициента сопротивления µ. То есть демпфирующая сила на катке в
зависимости от скорости катка определяется по формуле: Rдк = µVк.
Rдк.
Обратный ход
Rmaxк.пр.
Прямой ход
Vк.
Рис. 2.3. Демпфирующая характеристика подвески
Коэффициенты сопротивления на прямом и обратном ходу
различны (рис. 2.3), но на первом этапе расчетов используют среднее
значение коэффициента сопротивления:
µср = (µпр + µоб)/2.
Средний коэффициент сопротивления амортизатора, приведенный к
катку, определим по формуле [1]:
n
µ K.CP. =
2 ⋅ ln ν
na
∑ l 2j
⋅
c′ ⋅ I Y ∑ li2
2
i =1
2
4π + ln ν
,
j=1
где nа - количество амортизаторов по борту;
с′ – жесткость линейной подвески, имеющей такую же удельную
потенциальную энергию, как и проектируемая нелинейная система
подрессоривания. Условную жесткость с′ найдем по формуле:
c′ =
2λ Σ PCT
.
2
f полн
Предельное значение коэффициента сопротивления амортизатора на
обратном ходе определяем исходя из условия «не зависания» катка:
c′ ⋅ Tϕ
.
f ПОЛН


4 ln
f СТ 

По опыту конструирования
коэффициент
амортизатора на обратном ходе можно определить как:
µ K .CP
.
µ′K .ОБ. =
(0,8 ÷ 0,9)
µ max
K.ОБ. =
сопротивления
Для дальнейших расчетов принимается меньшее из двух значений
µmaxк.об и µ′к.об.
Максимальная сила сопротивления амортизатора на прямом ходу,
приведенная к оси катка, ограничивается ускорениями тряски:
 G п &z& − c ⋅ n ⋅ h H ⋅ g  1
 ⋅
R max
К .ПР = 
,

g

 2n a
где &z& = g 2 – максимальные допустимые ускорения тряски,
hН = 0,05м — высота неровностей,
с – жесткость подвески вблизи статического хода.
2.6. Уточнение характеристики демпфирующего элемента с
использованием программного комплекса «Trak»
Подробное описание программного комплекса «Trak» представлено
в [2] и здесь мы на нем останавливаться не будем. Отметим лишь, что
данный комплекс,
по средствам имитационного математического
моделирования, позволяет оценивать плавность хода ГМ с учетом
нелинейных
характеристик
элементов
системы
подрессоривания
и
неудерживающих связей опорных катков с грунтом.
Известно, что демпфирующий элемент системы подрессоривания с
одной
стороны
должен
гасить
колебания
корпуса
машины
при
максимальных амплитудах раскачки («резонансный» режим движения по
периодической трассе), а с другой стороны не должен передавать
дополнительных усилий, вызывающих ускорения «тряски», на корпус
машины
при
движении
(«зарезонансный»
по
высокочастотному
[3].
Поэтому
режим)
профилю
уточнять
трассы
характеристику
демпфирующего элемента будем, используя два критерия плавности хода:
Критерий 1. Пиковые ускорения на месте механика-водителя близко,
но не превышает 3,5g.
Критерий 2. Общий уровень вертикальных ускорений на месте
механика-водителя близок, но не превышает 0,5g.
На характеристики демпфирующего элемента можно выделить три
участка (рис 2.3):
1 – наклонный участок «обратный ход»,
2 – наклонный участок «прямой ход»,
3 – горизонтальная
полка,
ограничивающая
сопротивление
амортизатора на прямом ходе.
Коэффициент сопротивления амортизатора на обратном ходе
(участок 1) должен быть максимальным, чтобы эффективно гасить
колебания корпуса. Но он ограничивается эффектом «зависания» опорных
катков. Из-за большего сопротивления амортизатора, каток не успевает
вернуться на уровень статического хода подвески до наезда на следующую
неровность. В результате чего сокращается динамический ход подвески и
вероятность «пробоя» возрастает.
Коэффициент сопротивления амортизатора на прямом ходе (участок
2) также должен быть максимальным. Он ограничивается критерием 1, то
есть амортизатор не должен передавать на корпус усилия, вызывающие
ускорения более 3,5g. На практике это возможно, только если
характеристики амортизатора для «резонансного» и «зарезонансного»
режимов
различные
фрактальная
(управляемый
подвеска).
В
нашем
демпфер,
случае,
релаксационная
так
как
или
коэффициент
сопротивления амортизатора на прямом ходе ограничен по ускорениям
«тряски», превышение критерия 1 возможно только при «пробои»
подвески.
Участок
3,
как
было
отмечено,
является
ограничением
по
ускорениям «тряски» - критерий 2.
Учитывая вышесказанное, алгоритм уточнения характеристики
демпфирующего элемента с использованием программного комплекса
«Trak» выглядит следующим образом:
1.
Для исходной характеристики демпфирующего элемента,
определяем высоту проходной периодической неровности hmin по
критерию 1 в «резонансном» режиме движения по неровностям длинной в
две базы машины, (как наиболее сложный, с точки зрения вероятности
пробоя подвески, вариант [3]). Для этого моделируется движение машины
по периодическому профилю со скоростью, соответствующей резонансу
режиму по продольно-угловым колебаниям: v = a / Tϕ , где a = 2L, L – база
машины. При этом фиксируются ускорения на месте механика-водителя,
ход первой подвески и сила в шине направляющего колеса. В данном
случае критерий 1 достигается или при пробое первой подвески (ход
подвески равен максимальному) или при ударе направляющего колеса о
грунт (сила в шине направляющего колеса отлична от нуля).
2.
Уточняем наклон характеристики обратного хода по
условию «не зависания» первого катка. Моделируем «резонансный» режим
движения. Анализируя записи хода первого катка (рис 2.4), добиваемся,
чтобы каток возвращался на нижний ограничитель хода в момент контакта
с грунтом. При этом постоянно повышаем высоту неровностей, чтобы
выдерживался критерий 1. Фиксируем достигнутую высоту проходной
периодической неровности hmin.
5,00E-01
f, м
1
5
4
3
2
0,00E+00
0,00E+00
t, c
6,00E+00
Рис. 2.4. Фрагмент записи хода первого катка
1 – область верхнего ограничителя хода; 2 – область нижнего ограничителя хода; 3 –
каток не зависает; 4 – каток на грани зависания; 5 – каток зависает
3.
Уточняем
наклон
характеристики
прямого
хода
по
критерию 1. При этом участок 3 с характеристики амортизатора временно
удаляем. Моделируем «резонансный» режим движения. Анализируя
записи хода первого катка и ускорения на месте механика-водителя,
добиваемся, чтобы критерий 1 достигался при полном ходе подвески.
4.
Уточняем
положение
горизонтального
участка,
ограничивающего сопротивление амортизатора на прямом ходе, по
критерию 2. Восстанавливаем горизонтальный участок в соответствии с
исходной характеристикой амортизатора. Моделируем «зарезонансный»
режим движения по неровностям, вызывающим «тряску» [3], длинной
равной межкатковому расстоянию: а = 0,8…1м, высотой h = 0,05м с
максимальной скоростью около 50 км/ч. Изменяя положение участка 3,
добиваемся того, чтобы максимальные ускорения на месте механикаводителя в установившемся режиме были около 0,7g, тогда среднее
квадратическое ускорение будет соответствовать критерию 2.
5.
Для уточненной характеристики амортизатора определяем
высоту проходной периодической неровности в «резонансном» режиме
движения.
Теперь, когда характеристика демпфирующего элемента подвески
уточнена, можно перейти к построению скоростной характеристики
подвески и амплиткдно-частотной характеристики по ускорению «тряски».
Подробно процесс построения представлен в [2].
3. Расчет на прочность элементов подвески
3.1. Определение основных размеров бандажей опорных катков
BШ
HШ
ROK
Рис. 3.1
Основные размеры резиновой шины опорного катка (рис 3.1)
определяются
из
конструктивных
соображений,
руководствуясь
ограничениями на габариты машины (по железнодорожному габариту 02-Т
максимальная ширина машины ограничивается 3450 мм) и допустимое
среднего давление на грунт (qср = 10…90 кПа, возрастает с массой
машины). При оценке работоспособности выбранной шины используются
эмпирические параметры, предельные значения которых сравниваются с
расчетными
значениями
для
проектируемой
зависимости
позволяют
судить
о
степени
усталостных повреждениях и нагреве шин.
Коэффициент радиальной нагруженности:
KR = G0/(4ROKnШ) [Н/м],
где nШ — общее число опорных шин.
Условное удельное давление:
машины.
Расчетные
деформации
резины,
KD = KR/BШ [Н/м2],
где BШ — ширина шины.
Коэффициент напряженности работы шины:
KN = KD⋅V [Н/(м⋅с)],
где V — предполагаемая максимальная скорость движения, м/с.
Рабочая температура шины:
TШ = 4
ψVK R H Ш
G 0 R OK
3
⋅
+ t [°C],
α Ш FШ R OK
nBШ E P
где ψ = 0,25÷0,3 — коэффициент внутреннего трения шины;
αШ ≈ 700 Дж/(м2с°С) — коэффициент теплообмена шины с окружающей
средой;
ЕР = 5Мпа — модуль упругости резины;
НШ — толщина шины, м;
FШ = 2π(2RОК - НШ)(НШ + ВШ) — площадь теплообмена шины;
t = 50 °С — температура окружающей среды.
Резиновый бандаж катка будет удовлетворительно работать, если
вычисленные величины не превышают предельных значений, указанных в
таблице 1.
Таблица 1
Тип катка
Одношинный с
толщиной 35…50 мм
Двухшинный с
толщиной 35…65 мм
KR, Н/м
KD, Н/м2
KN, Н/(мс)
T, °C
3,0×104
2,0×105
(2,0…2,5)×106
100
3,0×104
1,8×105
(1,5…2,5)×106
100
Если эти требования не удовлетворяются, необходимо изменять
конструкцию опорного катка или вводить обрезинивание беговой дорожки
гусеницы.
3.2. Расчет подшипников опорных катков
Расчет подшипников опорных катков производится в следующем
порядке.
Средняя плоскость
Rb
Ra
PCT
a
b
Рис. 3.2
Определяем радиальные нагрузки на подшипники (рис. 3.2):
Rа = PCT⋅b/(a+b),
Rb = PCT⋅a/(a+b).
Осевая нагрузка на подшипники определяется по формуле:
A = ψ⋅PCT,
где ψ = 0,1…0,15.
Приведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный
подшипник:
QПР = (R⋅KК + A⋅m)⋅KБ⋅KT,
где
KК = 1,2
–
коэффициент вида нагрузки (неподвижная относительно
внутреннего кольца);
m = 1,5
–
коэффициент влияния осевой нагрузки;
KБ = 3
–
коэффициент безопасности (для тяжелых условий работы
с ударами);
KT = 1
–
температурный коэффициент (нормальные условия).
Приведенная радиальная нагрузка для роликового радиального
подшипника:
QПР = R⋅KК⋅KБ⋅KT.
Далее подбираем подшипники по динамической грузоподъемности:
C = QПР(6⋅10-5⋅n⋅h)1/α,
где
n
–
частота вращения катка, об/мин;
h = 600…700
–
ресурс подшипника в часах
α=
–
для шарикового,
3
для роликового подшипника.
3,3
3.3. Расчет балансира на прочность
Расчет балансира на прочность ведется по правилам сопромата.
Учитываются все силы, действующие на балансир: реакции в подшипеиках
верхней и нижней оси балансира, силы со стороны амортизатора и
отбойника, момент от торсиона. Пример расчетной схемы балансира
представлен на рисунке 3.3.
Балансир
расчитыавется
в
нескольких
наиболее
нагруженых
положениях (варианты при β = 90° и β = βм обязательны для
рассмотрения). Строятся эпюры нагружения и определяется ряд наиболее
опасных сечений. Далее, из конструктивных соображений, размеры и
форма
участков
балансира
выбирается
таким
образом,
чтоды
коэффициенты запаса во всех опасных сечениях былм примерно
одинаковые и равные 3.
b
a
Da
Db
Ra
4
Rb
3
D2
4
Rа.пр.max
la
2
β
La
3
lb
β
2
D1
1
RБ
l2
PCT
l1
1
Рис. 3.3
Значения силовых факторов берутся из характеристик упругого и
демпфирующего элемента. В случае пробоя подвески (β = βм), силы,
действующие на балансир со стороны отбойника и катка, принимаются
равными утроенной максимальной силе от упругого элемента подвески.
Далее необходимо рассчитать подшипники балансира в корпусе, а
также оценить работоспособность шлицевых соединений балансира.
Игольчатые
подшипники
балансира
выбираются
по
статической
грузоподъемности, подшипники скольжения – по допускаемым давлениям
в зависимости от материала вкладышей и типа смазки. Шлицевые
соединения рассчитываются на смятие.
3.4. Определение основных размеров телескопических амортизаторов
PKP
Vк
Vшт
l
La
RБ
Рис. 3.4
Рис. 3.5
Для определения размеров амортизатора необходимо сначала
перейти от сил на катке к силам, действующим непосредственно на шток
амортизатора. Для этого определим передаточное отношение каток-шток
амортизатора (рис 3.4):
ia = Vк/Vшт = RБ/La.
Плечо установки амортизатора на балансире выбирается по
конструктивным соображениям, а также на основе расчета основных
размеров амортизатора. Типичный диапазон значений ia составляет 1,0÷4,0.
Максимальная сила сопротивления на штоке амортизатора на прямом и
обратном ходе:
Rmaxд.пр. = Rmaxк.пр.⋅ia,
Rmaxд.об. = P(fполн)⋅ia.
Диаметр поршня амортизатора:
DП = 2
πp max
R max
д.об
2
(1 − d ШТ
2
D П
)
,
где отношение диаметров dшт/DП = 0,3÷0,4 в существующих конструкциях,
максимальное давление pmax находится в пределах 1,5×107÷4,5×107 Па.
Длина штока и цилиндра определяются, исходя из конструктивных
и
компоновочных
соображений,
причем
длина
цилиндра
должна
обеспечивать полный ход штока и гарантированный зазор 0,02÷0,04 м.
Толщина стенок амортизатора рассчитывается по формулам
сопротивления материалов для цилиндра, нагруженного внутренним
давлением.
Для штока амортизатора в выдвинутом положении производим
проверку на устойчивость при сжатии (рис. 3.5). Считая цилиндр
абсолютно жестким на изгиб, критическую силу определим по формуле:
PKP =
14,6EI
, где
l2
I — осевой момент инерции штока;
l — длина амортизатора с полностью выдвинутым штоком.
3.5. Расчет дроссельной системы амортизатора
Здесь предлагается упрощенный алгоритм расчета дроссельной
системы амортизатора. Допущением является то, что рассматриваем
только местные гидравлические сопротивления, пренебрегая потерями на
трение в трубопроводах. Также считаем, что на прямом и обратном ходе
работает по одному отверстию. Площади поперечных сечений этих
отверстий и необходимо определить.
Исходными
данными
для
расчета
является
уточненная
характеристика демпфирующего элемента подвески Fд к(vк), которую, с
учетом передаточной функции каток – шток амортизатора, необходимо
преобразовать в зависимость силы на штоке от скорости штока Fд шт(vшт).
До сих пор мы допускали, что характеристика амортизатора
кусочно-линейная.
Теперь
мы
должны
перейти
к
квадратичной
зависимости демпфирующей силы то скорости штока. Для этого линейные
наклонные участки прямого и обратного хода на характеристики
амортизатора (рис. 2.3) заменяем квадратичными параболами из условия
равенства площадей под графиками.
Полученную в итоге характеристику демпфирующего элемента нам
необходимо
реализовать,
подбирая
площади
поперечных
сечений
отверстий для прямого и обратного хода. Для этого сначала найдем
демпфирующую силу местного сопротивления.
Чтобы определить демпфирующую силу местного сопротивления
(дроссельного отверстия) рассмотрим выражение для расхода жидкости
через местное сопротивление [4]:
G=
2
⋅ S 2 ⋅ P1 − P2 ,
ζ ⋅ρ
где ζ – коэффициент местных потерь,
ρ – плотность жидкости (ρ = 900 кг/м3),
S2
–
площадь
поперечного
сечения
на
выходе
из
местного
сопротивления,
(Р1–Р2) – перепад давления на местном сопротивлении.
После некоторых преобразований получим демпфирующую силу
местного сопротивления:
ρ
F = ζ Э ⋅ ⋅ S ⋅ v12
2
где эквивалентный коэффициент местных потерь ζ Э = ζ ⋅ S1 / S 2 ,
2
2
S1 – площадь поперечного сечения на входе местного сопротивления,
S – площадь, на которую действует перепад давления,
v1 –скорость жидкости на входе местного сопротивления.
Если представить гидравлические потери в амортизаторе в виде
суммы эквивалентных местных потерь, тогда демпфирующая сила на
штоке будет равна:
ρ
2
FштД = ∑ ζ Э ⋅ ⋅ Sп ⋅ v шт
,
2
где Sп – площадь поршня,
vшт – скорость штока.
Сумма
эквивалентных
коэффициентов
местных
потерь
амортизатора состоит из потерь на сужение и расширение потока
жидкости в дроссельном отверстии, приведенных к скорости штока
(домноженных на Sп2 / S12). Потери на сужение и расширение
определяются по формулам [5]:
ζ сужен = 0,5(1 − S2 / S1 ) .
ζ расш = (1 − S1 / S 2 ) 2 ,
Таким
образом,
изменяя
площадь
поперечного
сечения
(эквивалентный диаметр) дроссельного отверстия, добиваемся того, чтобы
сила сопротивления на нем совпадала с выбранной по характеристике
амортизатора при той же скорости штока.
Литература
1. Расчет и конструирование гусеничных машин /Под ред. Н.А.Носова. –
Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1972.—559 с.
2. Дядченко М.Г., Котиев Г.О., Наумов В.Н. Основы расчета систем
подрессоривания гусеничных машин на ЭВМ: Учебное пособие по
курсу «Теория ходовых систем гусеничных машин». – М.: МГТУ им.
Н.Э. Баумана, 2002. – 52 с.
3. Дмитриев А.А., Чобиток В.А., Тельминов А.В. Теория и расчет
нелинейных систем подрессоривания гусеничных машин. — М.:
Машиностроение, 1976. — 207 с.
4. Котиев Г.О., Смирнов А.А., Шилкин В.П. Исследование рабочих
процессов
в
пневмогидравлических
устройствах
систем
подрессоривания гусеничных машин: Учеб. пособие. – М.: Изд-во
МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2001. – 80 с.
5. Сборник задач по машиностроительной гидравлике: Учебное пособие
для машиностроительных вузов / Д.А. Бутаев, З.А. Калмыкова, Л.Г.
Подвидз и др.; Под ред. И.И. Куколевского и Л.Г. Подвидза. – 4-е изд.,
перераб. – М.: Машиностроение, 1981. – 464 с.