Конструкция и расчет подвесок быстроходных гусеничных машин. Ч. 1 (128

Резьбовые отверстия с торца торсиона выполнены для установки съемника. На наружном конце торсиона танка Т-62 имеется цилиндрический участок для размещения роликоподшипника, являющегося наружной опорой балансира.

Стержень торсионного вала обычно обмотан изоляционной лентой, предохраняющей его от повреждения.

1.8.Амортизаторы (демпферы)

Вподавляющем большинстве подвесок современных отечественных БГМ в качестве демпфирующего элемента используются телескопические амортизаторы (рис. 1.9 и 1.10). Исключение составляет танк Т-72 с рычажно-лопастным амортизатором (рис. 1.11), а также ранее выпускаемые машины: Т-62 с рычажно-лопастным 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 при тепловом расширении перетекает 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).

Вдроссельной системе амортизаторов можно выделить основные и дополнительные отверстия, а также предохранительные клапаны. 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 ходе подвески. Предохранительные клапаны служат для ограничения силы сопротивления амортизатора на прямом ходе при больших скоростях движения подвески. Эти клапаны обычно оборудованы устройствами, предотвращающими их осцилляцию во время работы.

Амортизаторы БГМ являются высоконагруженными элементами ходовой части. В них в виде теплоты выделяется большое количество энергии. Поэтому корпуса амортизаторов современных гусеничных машин либо имеют ребра охлаждения (Т-80), либо контактируют с массивным бортом машины (Т-72). В последнее время на БГМ находят широкое применение амортизаторы с жидкостной системой охлаждения (ГМ-569).

21

2. ПОЛУЧЕНИЕ УПРУГОЙ И ДЕМПФИРУЮЩЕЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОДВЕСКИ

2.1. Выбор жесткости упругих элементов подвески

Жесткость упругих элементов найдем исходя из рекомендуемых значений периода про- дольно-угловых колебаний корпуса Tϕ, который, для нормального самочувствия экипажа, должен находиться в диапазоне 0,5…1,8 с [1, 2]:

где IY — момент инерции корпуса относительно поперечной оси, проходящей через центр масс; ci — жесткость рессоры i-й подвески; li — продольная координата i-й подвески относительно центра масс корпуса; n — число опорных катков по борту.

Положим, что жесткости всех подвесок равны и определяются согласно выражению

Tϕ2 ∑li2

i=1

Момент инерции подрессоренного корпуса определим по эмпирической формуле

где αк — коэффициент влияния масс корпуса, лежит в диапазоне 0,5…1,0, возрастая с массой машины; Gп — вес подрессоренного корпуса, составляет 92…94 % от полного веса машины; βоб — коэффициент распределения масс оборудования: от 1,06 при установке оборудования с малой массой 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:

Здесь Pг — составляющая силы статического натяжения гусеницы, воздействующей на крайние катки,

Pг = Pг (sin αнк + sin αвк),

где αнк и αвк — угол наклона ветвей гусеницы у направляющего и ведущего колес соответственно.

22

Lт

dт

Rб

Рис. 2.1. К расчету торсионной подвески:

а — расчетная схема; б — схема закрутки торсионного вала

Статическое угловое положение балансира (рис. 2.1, а) определим по формуле

где Hкл — высота клиринса гусеничной машины; Н — расстояние от оси торсиона до днища машины, принимаем Н = 0,1…0,2 м; hгус — толщина гусеницы; Rок — радиус опорного катка; Rб — радиус балансира.

2.2. Определение диаметра торсиона

Поскольку для гусеничных машин принципиально важен как можно больший динамический ход катка, а статический ход имеет второстепенное значение, определим диаметр торсионного вала, при котором обеспечивается максимум динамического хода катка. Для этого исследуем динамический ход fдин независимой торсионной подвески, как функцию диаметра торсиона dт, на максимум.

Из рис. 2.1, а получим геометрические соотношения:

Согласно рис. 2.1, б, запишем уравнение связи между углом закрутки торсионного вала γ и углом сдвига в торсионном вале δ, полагая, что дуга s является общей для этих углов:

γ = β − β0 = δ 2Lт , dт

23

где Lт — длина рабочей части торсионного вала (обычно сопоставима с шириной корпуса гусеничной машины).

Применяя закон Гука для случая кручения стержня круглого сечения и полагая, что при максимальном угле поворота балансира (β = βm) напряжения равны максимальным допускаемым касательным напряжениям в торсионе [τ]max = 1100…1600 МПа, получаем:

где G — модуль упругости второго рода материала торсиона (G = 8,3 104 МПа).

Рассмотрев статическое положение опорного катка и записав уравнение равновесия моментов относительно точки О (см. рис. 2.1, а), получим:

Подставив выражения (3) и (4) в (1), запишем функцию fдин(dт), пригодную для дальнейших исследований:

где выражение в скобках есть βm.

Поскольку βст определяется геометрией подвески, в выражении (5) будем считать βст константой.

Для исследования fдин(dт) на максимум определим экстремумы, для этого производную

Поскольку в реальных конструкциях sin βm не может быть равен нулю, приравниваем нулю выражение в скобках, откуда dтext будет равен

24

Поскольку sin βm в существующих конструкциях всегда больше нуля, для случая максимума функции fдин(dт) выражение в скобках должно быть меньше нуля. Отсюда

π[τ]max

С учетом (6) выражение (7) истинно. В этой связи для обеспечения максимума динамического хода диаметр торсиона должен определяться по формуле

Как видно, данная формула включает в себя величины, учитывающие все основные параметры подвески: нагрузку на каток (Pст), кинематические характеристики (Rб и βст), а также свойства материала торсиона ([τ]max). Однако в ней никак не учитываются ограничения, накладываемые на жесткость подвески допустимыми значениями периода продольноугловых колебаний. Чтобы учесть эти ограничения, найдем связь между жесткостью подвески в области статического хода и диаметром торсиона.

Известно, что жесткость упругого элемента c есть производная силы по перемещению

(по ходу) ∂P . Ход и сила определяются по формулам

∂f

Найдем их производные по углу β:

∂f = Rб sin β∂β;

Отсюда жесткость равна

c = ∂P = GI р (sin β − (β − β0 ) cos β) .

∂f Lт

В области статического хода, когда P = Pст, β = βст, жесткость подвески будет определяться по формуле

c = GI р (sin βст − (βст − β0 ) cos βст ) .

Lт

25

Разделив данное выражение на две дроби, с учетом выражения (9) для силы Рст получим:

Подставив выражение для полярного момента инерции сечения торсиона, окончательно запишем уравнение зависимости диаметра торсиона от жесткости подвески в области статического хода:

Теперь, зная диапазон допустимых жесткостей подвески в области статического хода (в зависимости от рекомендуемых значений периода продольно-угловых колебаний корпуса Tϕ), можно определить максимальное и минимальное значения диаметра торсионного вала.

Если ранее найденное значение диаметра торсиона dтдин не попадает в отрезок

[dтmin ; dтmax ] , для дальнейших расчетов следует принять диаметр торсиона равным ближайше-

му к d дин из двух значений d min и d max

т т т .

2.3. Построение упругой характеристики подвески

Определив диаметр торсиона, получим остальные параметры кинематики подвески (см. рис. 2.1, а).

Максимальный угол закрутки торсиона:

2[τ]max Lт .

γm = Gdт

Угол закрутки торсиона в статическом положении:

γст = 32Pст Rб sin βст Lт .

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 β′ установки такого ограничителя выбирают из конструк-

0

тивных соображений в диапазоне 20…30°. Именно от положения балансира β′ в таком случае

0

отсчитывают ход катка. Сила на катке при нулевом ходе будет отличной от нуля.

Угловое положение балансира при максимальной закрутке торсиона (угол установки отбойника):

βm = β0 + γm. Статический ход подвески находят по формуле

fст = Rб (cos β0 − cos βст ).

Если используется ограничитель обратного хода катка, для нахождения статического хода применяют формулу

26

Динамический ход:

fдин = fполн – fст.

При этом в случае, если Rб > Rок, необходимо проверять, чтобы fдин < Нкл, иначе машина будет, не выбрав полного хода подвески, получать удары днищем о грунт. Если fдин > Нкл, то

необходимо или установить отбойник на угол β′ таким образом, чтобы fдин < Нкл, что приве-

m

дет к искусственному нежелательному сокращению динамического хода подвески, или снизить [τ]max (выбрать более простую технологию изготовления торсиона) и повторно подобрать диаметр торсиона, чтобы fдин было меньше, но близко к Нкл.

После окончательного определения диаметра торсиона по параметрическим уравнениям

(9) можно построить приведенную к катку упругую характеристику торсионной подвески. Расчет проводят в диапазоне значений угла от β0 до βm. Характеристику строят в координатах f – P.

Если в конструкции используется ограничитель прямого или обратного хода катка, по-

2.4. Удельная потенциальная энергия подвески

Удельная потенциальная энергия подвески λ является важным показателем качества системы подрессоривания. В общем случае без учета влияния амортизаторов удельную потенциальную энергию подвески можно найти по формуле

2n f

∑∫ Pdfi

λ = i=1 0 .

Gп

Если все подвески одинаковы и линейны, то

λ = ncfполн2 .

Gп

Для современных БГМ достаточным считается λ = 0,6…0,8 м.

Если значение удельной потенциальной энергии недостаточно, а жесткость упругих элементов повышать нельзя, целесообразно в конце динамического хода катка включить параллельно с торсионом дополнительный упругий элемент — подрессорник (рис. 2.2).

Требуемая суммарная удельная потенциальная энергия подвески с подрессорником λΣ будет обеспечена при жесткости подрессорника

c= 2(λΣ − λ)Pст ,

п(kпр fдин )2

где коэффициент kпр = 0,3…0,4.

27

Рис. 2.2. Упругая характеристика подвески с подрессорником:

1 — характеристика основного упругого элемента;

2 — суммарная характеристика с подрессорником

Более корректно значение λ можно определить, исходя из свойств материала торсиона и его геометрических размеров:

πd2[τ]2 L

λ = т max т .

16PстG

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 значение периода колебаний. Для современных БГМ допускаемые значения ν = 10…17.

Демпфирующие свойства амортизатора характеризуются коэффициентом сопротивления μ. Демпфирующая сила на катке в зависимости от скорости катка определяется по формуле

Rд.к = μυк.

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]

28

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′ = 2λΣ Pст .

fполн2

Предельное значение коэффициента сопротивления амортизатора на обратном ходе определяем исходя из условия «независания» катка:

Из опыта конструирования коэффициент сопротивления амортизатора на обратном ходе можно принять равным

Рис. 2.3. Демпфирующая характеристика подвески:

1, 3 — прямой ход; 2 — обратный ход

Максимальная сила сопротивления амортизатора на прямом ходе, приведенная к оси катка, ограничивается ускорениями тряски:

где z = g 2 — максимальные допустимые ускорения тряски; с — жесткость подвески вблизи статического хода; hн = 0,05 м — высота неровностей.

2.6.Уточнение характеристики демпфирующего элемента

сиспользованием программного комплекса «Trak»

Подробное описание программного комплекса «Trak» представлено в [3], здесь мы на нем останавливаться не будем. Отметим лишь, что данный комплекс посредством имитационного математического моделирования позволяет оценивать плавность хода БГМ с учетом

29

нелинейных характеристик элементов системы подрессоривания и неудерживающих связей опорных катков с грунтом.

Известно, что демпфирующий элемент системы подрессоривания должен гасить колебания корпуса машины при максимальных амплитудах раскачки («резонансный» режим движения по периодической трассе), но не должен передавать дополнительных нагрузок, вызывающих ускорения «тряски», на корпус машины при движении по высокочастотному профилю трассы («зарезонансный» режим) [2]. Поэтому уточнять характеристику демпфирующего элемента будем, используя два критерия плавности хода:

1)пиковые ускорения на месте механика-водителя близки к значению3,5g, но не превышают его;

2)общий уровень вертикальных ускорений на месте механика-водителя близок к значению 0,5g, но не превышает его.

На характеристике демпфирующего элемента можно выделить три участка (см. 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 амортизатор мог эффективно гасить колебания корпуса. Однако значение этого коэффициента ограничивается по причине «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 динами-

ческий ход подвески и вероятность «пробоя» возрастает.

Коэффициент сопротивления амортизатора на прямом ходе (участок 2) также должен быть максимальным. Он ограничивается критерием 1, т. е. амортизатор не должен передавать на корпус нагрузки, вызывающие ускорения более 3,5g. На практике это возможно только если характеристики амортизатора для «резонансного» и «зарезонансного» режимов различны (управляемый демпфер, релаксационная или фрактальная подвеска). В нашем случае, так как коэффициент сопротивления амортизатора на прямом ходе ограничен по ускорениям «тряски», превышение требований критерия 1 возможно только при «пробое» подвески.

Участок 3, как было отмечено, является ограничением по ускорениям «тряски» — см. критерий 2.

С учетом вышесказанного 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 [2]). Для этого моделируем движение машины по периодическому профилю со скоростью, соответствующей режиму резонанса по продольно-угловым колеба-

ниям: υ = a/Tϕ, где a = 2L, L — база машины. При этом фиксируем ускорения на месте меха- ника-водителя, ход первой подвески и силу в шине направляющего колеса. В данном случае требования критерия 1 достигаются 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 «независания» 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 увеличиваем высоту неровностей, чтобы соблюдать требование критерия 1. Фиксируем достигнутую высоту проходной периодической неровности hmin.

30