Май 2020
Пн Вт Ср Чт Пт Сб Вс
« Апр    
 123
45678910
11121314151617
18192021222324
25262728293031

ПРЕДПОСЫЛКИ К РАСЧЕТУ ДЕТАЛЕЙ АМОРТИЗАТОРОВ НА ПРОЧНОСТЬ

Особенностью конструкций современных гидравлических амор­тизаторов являются сравнительно высокие напряжения в деталях, превосходящие в отдельных случаях пределы пропорциональности (явления ползучести, релаксации). В связи с этим большое значе­ние приобретают, так же как и для других элементов подвески автомобиля, вопросы установления типичных и предельных на­грузок (по величине и характеру). Прочностные расчеты боль­шинства деталей амортизатора основываются на сравнительно простых методах сопротивления материалов. Поэтому в задачу последующих разделов входит уточнение главным образом схемы нагружения. Однако расчеты ряда корпусных деталей и деталей клапанных устройств требуют привлечения более сложных мето­дов теории упругости и пластичности.

Детали амортизаторов подвергаются при работе многократным, исчисляемым десятками миллионов циклов переменным механи­ческим и тепловым нагрузкам, причем напряжения периодически меняются как по величине, так и по направлению (по знаку). Цикл или период изменения напряжения характеризуется, как известно, максимальным <ттах, минимальным <гт1п и сред­ним ат = 0,5 (<гтах + ат1п) напряжениями, а также амплиту­дой цикла оа = 0,5 ((Тщах — стт1п) и коэффициентом асимметрии

Г = ^12- = ^л} °а _ Необходимо учитывать, что цикл измене-

Ощах Ст + Оа 1

Ния напряжения в детали не всегда совпадает с рабочим циклом амортизатора. Коэффициент г, равный при статической нагрузке единице, в отдельных деталях амортизаторов может принимать различные значения и в соответствии с этим определять следую­щие характерные циклы: симметричный (г = —1; <ттах = <гт1п; 0/п = 0)» асимметричный (—1 < г < 1) и его частный случай — пульсирующий цикл (г = 0; ат = оа =» 0,5<ттах; <тт1п = 0), ко­торый характерен, например, для дисковых деталей вспомога­тельных клапанов в начальный период эксплуатации (при статиче­ском нагружении ст_! яг 0,5ств; ав — предел прочности).

К деталям с весьма сложным напряженным состоянием в теле­скопических амортизаторах относятся диски рабочих клапанов диафрагменно-пружинного типа (рис. 81). Так как при расчете дисков с предварительным натягом используются почти все ос­новные методы современной теории прочности и теории упругости [25], то его целесообразно рассмотреть в качестве примера.

В данном случае система является статически неопределимой, поэтому формулы для определения напряжения можно выразить только через прогибы дисков, которые в направлении оси х опи­сываются, исходя из условия совместности деформаций, следую­щей функцией:

R1 «1

Hx = tf0g-M (sin Ро* — f cos $>0х) ± Ahx (у-) 8 | —

—| — Лкл(у-)3|,

1

Где Я0 — фиктивный прогиб в начале координат, т. е. при х = 0;

Р0 — показатель уменьшения прогиба при х >0;

Акх — разность высот центральной бобышки и седла кла­

Пана;

1Х — рабочая длина элемента балки;

Ар — полный перепад давлений, действующих на диски сверху и снизу; ккл — величина открытия клапана (прогиб дисков на ра­диусе Я при Ар >Др’).

В выражении кх первые два члена характеризуют предвари­тельный натяг дисков, возникающий при сборке (затяжке) кла-

ПРЕДПОСЫЛКИ К РАСЧЕТУ ДЕТАЛЕЙ АМОРТИЗАТОРОВ НА ПРОЧНОСТЬ

Ч МрткГм

Рис. 81. Характер деформации упругих дисков при сборке диафрагменно-пру-

Жинного клапана:

А — радиальное сеченне: б — элемент упругого диска; в — зависимость контактной силы Рс — Рпр — Рд и прогиба Н0 от момента затяжки гайки клапана; 1 — гайка кла­пана; 2 — корпус клапана; 3 — упругие диски (6 = 0,1-=-0,3 мм); 4 — опорная тарелка;

5 — пружина; 6 — шайба

Пана вследствие пластической деформации центральной бобышки; третий член характеризует состояние дисков при работе на дрос­сельном режиме, а четвертый — только при работе на клапанном
режиме. Нормальные и касательные напряжения определяют из известных выражений:

Ег ( д*кх, .. Э2/гы

Ег (д2ки, дгкх

— і _М2 ~df~ + Iа )

Ег

подпись: ег

У

подпись: уДкх дії

Дх

Ду

Вычисления в первом приближении выполняются в предпо­ложении однородности деформаций в направлении оси у. При

Дки г, д2к„ ^ ^ 4п2кх

ЭТОМ. ~ ~ —

ПРЕДПОСЫЛКИ К РАСЧЕТУ ДЕТАЛЕЙ АМОРТИЗАТОРОВ НА ПРОЧНОСТЬ

: ^’ ~дї$~ — ± С, а С

И я ^ 1,3ч- 1,5^?х

Рис. 82. Определение запасов проч­ности при помощи приближенной В бт диаграммы усталостной прочности:

А — основная форма; б — по пределу усталости; в — по пределу текучести

В области максимальных прогибов. В большинстве случаев, как показывают расчеты, допустимо принимать оу яг цах и резуль­тирующее нормальное напряжение о = 1 -}- цг (ц = 0,25 ч-

750 кГІсм2; а„

0,35). Если для расчета зададимся конструктивными параметра­ми клапана отдачи амортизатора с рабочим цилиндром диаметром 30 мм, то получим следующие достаточно общие величины дру­гих параметров: Н0 = 2-ь2,2Я; Р ^ 1; 1г = 0,405 см; б = 0,1 ч — 0,3 мм; Н = 2 -=-3; АН = —0,01 — г-0,03 мм; Артах = 25н-30 кГ/см2 и Ькл щах ^ 0,3 мм. Подставляя эти величины в приведенные фор­мулы, найдем в наиболее опасном сечении (вблизи защемления на радиусе г") экстремальные напряжения <тт1П ——250 ч-

6000-=-8000 кГІсм2; гтах — ±400ч-700 кГ! см1.

Следовательно, в данном случае имеем типичный пример асим­метричного нагружения (от = 2775-^3875 кГІсм2, оа = 3125 ч — 4375 кГ/см2 и г —0,05-й),09), при котором предельные на­

Пряжения определяются или условиями усталостной прочности, или условиями текучести, а характеристика выносливости на ос­нове опытных данных дается диаграммой усталостной прочности в координатах оа — от (рис. 82, а).

Для практических расчетов деталей амортизаторов строят упрощенную диаграмму усталостной прочности. Величины оа и ат ограничиваются пределом текучести ст_х (точки А и В). Пря­мая АВ определяется координатами оаг и атп причем оаг + отг = = <т5. Амплитудное напряжение оа при ам = 0 не должно пре­вышать предела усталости, поэтому на оси оа откладывается ст_х (точка С). Для пульсирующего цикла характерна точка О с коор­динатами оа = — у — ^ 0,75ст_1 и ат = — у — (предел усталости при

Пульсирующем цикле обозначается <т0 1,50,! — при изгибе,

Сжатии и растяжении; т0 = 1,8т.! — при кручении, см. табл. 10).

Таблица 10

Механические свойства сталей

Марка

Стали

В кГ/ммг

В кГ/ммг

<т_1 * в кГ/мм*

Т5

В кГ/мм*

Т *

-1

В кГ/мм‘

Б

В %

Чк в кГ/смг

10

32—42

18

16—22

8—12

31

20

40—50

24

17—23

26

10—13

25

5

30

48—60

28

20—77

18—20

11—14

20

8

40

57—70

32

23—32

40

14—19

13—17

6—7

50

63—80

35

27—35

16—21

13—15

3—4

60

65—90

37

31—38

18—22

10

50Г

65—85

37

29—36

11—16

4—6

45Г2

70—90

41

31—40

18—22

9—11

40 X

73—105

65—90

32—48

21—26

9

6—8

40ХН

100—145

80—130

46—60

10

4—6

40ХНМА

100—170

85—160

50—70

70

27—38

12

10

* Предел усталости соответствует максимальному напряжению симметрич-

Ного цикла,

При котором материал не разрушается до л» я: 8+10 млн.

Циклов;

Ст_1 — для изгиба; ст_12 ~ (0,7+0,9)

— для растяжения и

Сжатия;

Т_г для кручения

<*-12 ~

Область ОСЕВ (на рис. 82 заштрихована) определяет всевозмож­ные случаи нагружения оа и ат, допустимые с точки зрения обеспечения прочности (точка Е — пересечение линий СО и АВ). Оценка равнопрочности отдельных деталей производится сравне­нием их запасов прочности по пределу усталости (область /) или по пределу текучести (область //). Все точки разделяющей пря — и у. р и ст_ 1 (о* “ а0)

Мои ОЕ характеризуются величинои гЕ = —-А————— —, следова-

Тельно, все циклы С — 1 < Г «£ гЕ относятся к первой области, а с /•£</• 1 — ко второй. При асимметричных циклах пре­

Дельные напряжения <татах и <тот1п определяются точкой пере­сечения линии СЕ или ЕВ и прямой / (г), выходящей из начала координат и являющейся геометрическим местом точек для циклов

С одинаковыми коэффициентами г. Общее уравнение прямой / (г) : <*а = Яг°т, где Цг = —у.

Для рассматриваемого примера <7Г=1,1-н1,3; ств^190 кГ1мм2; ст5 як 170 кГ/мм2 и ст_! яг 135 кГ/мм2, что обусловливает г >гЕ и ог ^ ов кГ1см.

Величина предельного напряжения аг должна быть больше максимального действующего <ттах, тогда запас прочности па =

= °г — и пх = Тг — (по данным примера па ^ 2,1, пх ^ 10).

^тах Тшах

На рис. 82, б, в показаны схемы определения величин ог и <гтах по диаграмме усталостной прочности: ог = оаг + отг и <ттах = = оа + стт; аналогично находятся величины хг и ттах. При одно­временном действии переменных нормальных и касательных на­пряжений (как в данном примере) прочность оценивается суммар­ным запасом прочности по формуле, справедливой независимо от совпадения или несовпадения фазы изменения напряжений обоих видов (доказано акад. С. В. Серенсеном и др.):

(161)

Ул*+П*

В рассматриваемом примере ^ 2, что вполне достаточно. Линия СЕ выражается уравнением оаг = — ааотп

Где

2а_! — а0

А„

Для области /

ИЛИ

подпись: или(162)

Пг =

Для области //

• О/л

ИЛИ

подпись: или(163)

Чтобы учесть форму и размеры деталей, состояние их поверх­ностей, способы механической и термической обработки, в формулы вводят поправочные коэффициенты: ка и кх — эффективные коэф­фициенты концентрации; г’а — масштабный фактор и е" — тех­нологический фактор, причем ес = е’аеа и ет = е^е" ^ 1; е^1, табл. 11 и 12). Общий поправочный коэффициент, полу­чаемый в виде отношения —, относят [44] к величине амплитуд-

Значения эффективного коэффициента концентрации

Причина концентрация напряжений

Кх

Полукруглая выточка на штоке при отношении ра­диуса выточки к диаметру штока:

0,1 …………………………………………………………………………………………………

0,5………………………………………………………………………………………………….

Острая У-образная выточка ………………………………….

Галтель при отношении радиуса галтели к диаметру:

0,02 (переход под прямым углом) ………………..

0,1………………………………………………………………………………………………….

0,5………………………………………………………………………………………………….

Метрическая резьба……………………………………………….

Поперечное отверстие в штоке (отношение диаметра отверстия к диаметру штока от 0,1 до 0,3) • • •

2,0

1,6

3.0

2.0 1,5 1,1

3,0—4,5

2,0

1,8

1,2

1,8—2,0

Таблица 12

Значения масштабного и технологического факторов

Диаметр детали в мм

/

8<т

П

8<т

4

Поверхность

25

0,8—0,9

0,85

1,00

1,00

Полированная

50

0,7—0,8

0,70

0,85—

0,90—

Шлифованная

—0,97

—0,97

100

0,6—0,7

0,50

0,6—0,8

0,85—

Обработанная с чистотой

—0,95

V 7

Ного напряжения, т. е. в формулы (162) и (163) подставляют вместо

^ Оп ^ Т/7 гч V

Величины оа и ха значения величин и. Этой подстанов-

Кой учитывают, что ат — ту, и при симметричном цикле от = О,

Ая = -2=3- . Но в других частных случаях, например, при стати-

Ческой нагрузке аа = 0, а также при оа < ат, запас прочности оказывается завышенным. Числитель формул (162) и (163) следует делить на общий поправочный коэффициент (см., например, ниже расчет корпуса-резервуара).

Для деталей амортизаторов, как и для большинства деталей ходовой части автомобиля, характерен неустановившийся режим с тем или иным статистическим распределением повторяемости ве­личин напряжений, в том числе и таких напряжений, которые выше предела усталости или предела пропорциональности. В таких случаях оценивают так называемое накопление повреждений в детали [44 ] в течение заданного интервала времени или пробега

И вычисляют приведенное напряжение, которое подставляют в зна­менатель формул (162) или (163). Однако для таких расчетов в на­стоящее время еще не накоплено достаточно полных данных. Поэтому расчеты ведут по изложенной выше упрощенной методике, а неустановившиеся режимы действия нагрузок учитывают по­вышением запасов прочности, которые рекомендуется выбирать в следующих пределах:

Для корпусных деталей из нелегированной стали 1,5==; па < 2,5;

Для деталей упругих элементов, дисков и тому подобных деталей из легиро­ванных и специальных сталей 1,3 ^ па < 2,0;

Для деталей из других материалов (цветные металлы, металлокерамика и пр.) 1,8 sS«ct< 3,0.

При этом желательно, чтобы пх ^ па при одноосном напряжен­ном состоянии и 1,1 — т-1,2) па — при двухосном напряжен­

Ном состоянии.

Комментарии запрещены.