ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ДРОССЕЛИРУЮЩИХ СИСТЕМ АМОРТИЗАТОРА
Многообразие конструкций амортизаторов — следствие недостаточного исследования рабочего процесса и определяющих его конструктивных элементов. Технологические ограничения, традиции и патентные права не имеют решающего значения. Большинство известных конструкций разгрузочных и вспомогательных клапанов, имеющих примерно одинаковые габариты, равные или достаточно близкие давления начала срабатывания, обусловливает сходные гидравлические и соответственно внешние характеристики. В связи с этим в большинстве случаев есть реальные возможности типизации и унификации основных деталей как рабочих, так и вспомогательных клапанов.
Зазоры в трущихся парах. Необходимое для работы амортизатора свободное перемещение поршня в цилиндре и штока в направляющей обеспечивается выбором легкоходовых и широкоходовых посадок в указанных сопряжениях (2а и 3-й классы точности). Зазоры влияют на рабочий процесс амортизатора и его долговечность в большой мере, поэтому они должны выбираться минимальными. Вместе с тем, учитывая особенности работы амортизатора, зазоры должны быть достаточными, чтобы не возникали заклинивания и задиры на поршне и цилиндре при нагреве и продольно-поперечном изгибе. Неуплотненные зазоры в трущихся парах являются обычно ламинарными дросселями, расход через которые определяется (рис. 96) интегрированием уравнения (88) с учетом начальных условий:
Л73^260 ^±^1-», (181)
Где кэ — эмпирический коэффициент, учитывающий эксцентричное расположение поршня, перекосы и пр. (кэ = 1,5-?- 2,5);
Ар — перепад давлений перед зазором и после него в кГ/см, с1 — диаметр поршня (штока) в см
I — активная длина радиального зазора я (высота поршня минус расстояние, занятое канавками и фасками) в см.
Поправка в виде второго члена уравнения обычно невелика. Радиальный зазор может изменяться в пределах допусков в 2—3
раза, а расход жидкости — более чем в 30 раз, так как в формулу для №3 величина я входит в кубе и кэ = іпу [26]. Значительное влияние на характеристику зазоров оказывает также вязкость жидкости и приработка (износ) поверхности трущихся пар. При этом микрометрирование размеров изношенных деталей трущихся пар не дает правильного представления о действительном влия-
л/’3см3/сек |
12 |
10 |
‘2 <■ 6 8 10-10’^ мм |
Нии зазоров на рабочий процесс (рис. 97 и 98).
П |
В современных конструкциях амортизаторов зазоры в трущихся парах уплотняют (кольца, манжеты и т. п.). Это, однако, не дает оснований увеличивать величину я, так как тогда зазоры становятся соизмеримыми с величиной натяга основной манжеты штока, и при неизбежных в подвесках перекосах амортизатора надежность и долговечность уплотнения резко снижаются.
Ввиду большого влияния на гидравлическую характеристику величины я и У=ШУ (при нагреве) использование кольцевых зазоров (рис. 99) в качестве калиброванных отверстий не оправдано. На рис. 100 приведены графики, иллюстрирующие нестабильности перепада давления, создаваемого кольцевыми калиброванными отверстиями при изменении зазора и температуры. Расчеты выполнялись по формуле (181), преобразованной для вычисления перепада давления при малых зазорах:
Д р |
№31у 260кэ <іб3
И по формуле, соответствующей квадратичному режиму течения при больших зазорах:
А ^
Ар =
Як 70 см31сек при Ар = V 40 сст; у = 0,89 |
При построении графиков принято; 20 кГ/см2 и 5Ш1П = 0,1 мм; ка = 2,0; |
![]() |
![]() |
ц2(о22£ (л2 (я сіб)2 2g ‘
Рис. 97. Топография абразивного износа пары чугунный поршень—цилиндр (сталь 20): |
А, б — продольные риски иа нижией и верхней кромках противоположных сторон поршня при работе его с перекосом; в — пятиа износа при бочкообразности поршня; г — пятиа износа при эллнпсности поршня или непрямолинейиости рабочего цилиндра; д — пятиа и риски на стенке рабочего цилиндра; е — риски и выступы по краям поперечного сечеиия поршня; / — риска; 2 — выступы
Г) |
3,0 рн цикл об |
|
![]() |
98. График изменения зазоров и удельного расхода жидкости в трущихся парах при испытаниях па износ: а — зазоры в паре шток—направляющая; б — зазоры в паре поршень—цилиндр; в — удельные расходы через зазоры в паре поршень—цилиндр; г — то же через зазор в паре
Шток —направляющая
Рис.
|
Рис. 101. Клапан с камерой противодавления: |
Рис. 100. Зависимость гидравлического сопротивления кольцевого калиброванного отверстия при W = const от величины допустимого зазора и вязкости v; As — поле допуска |
1-І — сечение входного канала; II—II — проходное сечение клапана; ! — крышка (сталь); 2 — чашка (цинковый сплав); Г— камера (остальные обозначения см. рнс. 51, б)
И (1 = 0,35. На графике область 1 величин Ар соответствует допускаемым отклонениям их размеров при Т = 20° С. Линии тп и г* характеризуют линейный режим течения, линии тр и г<7 — квадратичный; штриховая линия тр характеризует наиболее вероятные значения Ар в принятых условиях. Область // соответствует уменьшению величины V в 2 раза, при этом верхняя граница г<7 более вероятна.
Указанный недостаток кольцевых зазоров в значительной мере компенсируется при последовательном соединении двух и более зазоров, разделенных расширительной полостью. Для уменьшения влияния нагрева (V) стенки зазоров могут выполняться из материалов с различными коэффициентами теплового расширения с таким расчетом, чтобы при нагреве зазор уменьшался. Указанный способ стабилизации характеристики апробирован, в частности, в регулируемых клапанах. На рис. 101 показан клапан с камерой противодавления, обеспечивающей автоматическую стабилизацию и усиление сопротивления при нагреве.
В заключение следует отметить, что основной задачей при проектировании трущихся пар амортизаторов является правильный выбор материалов для изготовления сопряженных деталей и обеспечение надежного уплотнения зазоров, чтобы исключить их вредное влияние на характеристику амортизатора. Чистота поверхностей трущихся пар должна быть высокой, а жидкость — без механических примесей.
Калиброванные отверстия. От точности подбора и качества выполнения конструктивных элементов калиброванных отверстий в большой мере зависит правильная работа амортизатора в подвеске автомобиля. Калиброванные отверстия с постоянной площадью проходного сечения позволяют наиболее простым способом получить предпочтительную, с точки зрения плавности хода и стабильности при нагреве, квадратичную характеристику амортизатора. Для этого гидравлический радиус калиброванных отверстий р (табл. 14) должен быть не менее 8-10-8 см, что осуществимо при использовании круглых и прямоугольных отверстий, когда г20 «г: 50 сст.
Высота щели Ь в мм |
Величина гидравлического радиуса р’10* в см при а в мм |
|||||||
1,5 |
2,0 |
2,5 |
3,0 |
3,5 |
4,0 |
4,5 |
5,0 |
|
0,1 |
4,69 |
4,76 |
4,81 |
4,84 |
4,86 |
4,88 |
4,89 |
4,90 |
0,2 |
8,82 |
9,10 |
9,26 |
9,38 |
9,46 |
9,52 |
9,57 |
9,67 |
0,3 |
12,5 |
13,0 |
13,4 |
13,6 |
13,8 |
14,0 |
14,1 |
14,2 |
Таблица 14 |
Пределы изменении конструктивных параметров щелевых калиброванных отверстий |
На рис. 102 показаны графики изменения величины Ар в зависимости от допустимых отклонений толщины стальной ленты (ГОСТ 2614—65), из которой изготовляются дроссельные диски клапанов. При этом условия расчета аналогичны условиям расчета кольцевого калиброванного отверстия (см. выше). Линия 1 (при квадратичном режиме течения) — изменение Др при Т ^ 10° С и "№3 = 0. Поле допуска Я при нормальной точности изготовления ленты шире, чем поле допуска В при высокой точности, соответственно 6Н = ±20% условной средней величины Др, а 6„ = ±10%. Допуски на ширину паза берутся соответственно по кл. А7 и Аь. Сравнивая рис. 100 и 102, можно сделать вывод, что калиброванные отверстия прямоугольной формы имеют преимущества перед отверстиями кольцевой формы. Вместе с тем плоская струя жидкости, формируемая щелевидным отверстием, быстро тормозится в рабочей жидкости и производит меньше шума (шипения), характерного для струй с круглым поперечным сечением, которые обладают большой «дальнобойностью» и в большей мере способствуют деструкции жидкости. Калиброванные отверстия, выполняемые на кромке клапана (см. рис. 56 и 54), хорошо промываются жидкостью при открытии клапана и редко засоряются.
Др КГ/смг |
15 |
10 |
1,4 1,8 2,2 f0 мм2 |
Рис. 102. Зависимость сопротивления щелевидиого прямоугольного калиброванного отверстия (при W = const и р ^ 0,008) от величины f0 в пределах допустимых отклонений конструктивных размеров (а и в см. табл. 15) |
5 |
Для расчета характеристики и площади калиброванных отверстий прямоугольной формы можно использовать формулу (89) и номограммы, показанные на рис. 103 и 104, на которых схема построения характеристик показана стрелками. Для определения площади калиброванных отверстий (при заданной характеристике) при расчете отверстий другой формы номограммы дают приближенную величину, так как они построены для ц — 0,7-т-0,75 и действительны в определенном диапазоне чисел Ие ^ 150. Следует учитывать, что при увеличении вязкости жидкости (уменьшение Ие) характеристика калиброванных отверстий изменяется, как показано на рис. 105, и становится постепенно линейной во всем диапазоне скоростей. Наблюдается также скачкообразный переход режима течения жидкости от линейного к квадратичному, что отражено на рис. 105 штриховыми линиями П — щ и П — щ, которые соответствуют Ие я» 200-т-300.
Влияние на заданную характеристику амортизатора отклонений величин /0, р и V, а также связь между конструктивными размерами а и Ь калиброванных щелей и коэффициентом истечения ц, можно установить с помощью рис. 46.
Из табл. 15 видно, что для изменения коэффициента [і в желаемом направлении наиболее целесообразно прежде всего увеличи
Ла ь. о 6,0 то см2 Рис. 103. Номограмма для построения характеристики сопротивления сжатию на режиме работы калиброванных отверстий. Площади штока серийных амортизаторов автомобилей: 1 — «Москвич», йш = 12 мм; 2 — ГАЗ, = 14 мм; 3 — ЗИЛ, <1Ш = 16 мм; 4 — ЗИЛ, ^ш ~ *9 мм’ & — ЗИЛ, йш = 24 мм |
Вать высоту калиброванной щели Ь, т. е. толщину дроссельного диска. Кроме того, для получения однородного качества продукции допуск на этот размер должен быть более жестким, чем допуск на размер а. В качестве примера можно привести следующие данные. С увеличением толщины дроссельного диска до 0,2 мм, впервые осуществленным в конструкции телескопических амортизаторов МКЗ в 1958 г., коэффициент сопротивления при отрицательных температурах был уменьшен в 2 раза, а с применением жидкостей АЖ-12Т и АЖ-16А — соответственно в 10 и 20 раз.
Величина р = у круглых отверстий (рис. 106) на порядок
Больше, чем у прямоугольных при f0 = idem, что обеспечивает повышение термостатичности характеристики. Однако реализация
/2,0 15,0 20,0 30,ОМЦОСмг Рао><Г Рис. 104. Номограмма для построения характеристики сопротивления отдаче на режиме работы калиброванных отверстий амортизаторов. Площади поршней амортизаторов основных типов МКЗ и ГАЗ обозначены на номограмме: 1 — = 30 мм, Лш — 14 мм; 2 — йц = 30 мм, йш = 12 мм; 3 — = 40 мм, йш = = 19 мм; 4 — = 40 мм, — 16 мм; 5 — <1ц — 50 мм, = 24 мм |
Указанного преимущества в массовом производстве затруднена вследствие чувствительности круглых отверстий к засорениям и значительного влияния условий входа в отверстие и выхода (заусеицы, неодинаковые фаски и т. п.).
На основании опыта производства телескопических амортизаторов на МКЗ можно сделать вывод, что щелевидные калиброванные отверстия позволяют получать достаточную стабильность
характеристик на начальном участке. Это иллюстрируется рис. 107, где средневзвешенная величина ц, = 0,72-г-0,75—«мода»— получена в результате сотен измерений (принято ш = const). Анализ показывает, что при устойчивом технологическом процессе около 70% амортизаторов имеют отклонения по коэффициенту сопротивления, не превышающие ±12%, И РавКГ Ар кГ/см менее 5% выпускаемых амортизаторов имеют отклонения, выходящие за пределы ±25%. Это позволяет, в частности, уменьшить количество контрольных операций — проверке в производстве подвергаются только усилия сопротивления на клапанном режиме.
Рис. 105. Влияние изменения вязкости рабочей жидкости иа характеристику калиброванных отверстий иа отдаче телескопического амортизатора ЗИЛ-111 (ш=0,064 см2) |
В эксплуатационных условиях проходные сечения щелевидных калиброванных отверстий, выполняемых на кромке клапана, постепенно уменьшаются по мере приработки клапана к седлу, в результате чего сопротивление проходу жидкости повышается. Происходит износ трущихся пар и их уплотнений, что вносит противоположные изменения в характеристику амортизатора. Неуравновешенность этих двух процессов приводит к изменениям коэффициента сопротивления, причем на отдаче он обычно несколько возрастает, а на сжатии, наоборот, чаще снижается. При отсутствии уплотнений в трущихся парах отмеченное явление обнаруживается только при нормальных температурах, при нагреве всегда происходит снижение Рад И Рас (рис. 108).
Разгрузочные клапаны. Основное назначение рабочих клапанов амортизаторов — эффективное ограничение силы сопротивления при больших скоростях колебаний и низких температурах— определяет подход к проектированию этих элементов конструкции. Минимальный коэффициент сопротивления на клапанном
режиме обеспечивается выбором минимальной жесткости пружины и максимальных проходных сечений за счет увеличения периметра клапана, по которому происходит истечение жидкости. В отечественном амортизаторостроении применяют несколько видов разгрузочных клапанов (см. рис. 44,6,
Рис. 107. Статистическая оценка качества выпускаемых амортизаторов по величинам коэффициента дросселирования и расхода через щелевидные калиброванные отверстия: |
Рис. 106. Конструкция клапана сжатия амортизаторов автомобиля ГАЭ-53: |
54, 99, 106 и табл. 15, 16). Клапаны отдачи выполняют, как пра-
/ —круглое калиброванное отверстие в плунжере Рао н Г |
/ — 1958 — 1959 гг., изготовление седла клапана отдачи универсальными методами; 2 — 1963 — 1965 гг., изготовление седла клапана на автоматической линии. Заштрихованная полоса—«мода»
Рис 108. Сравнение тепловой стабильности хара ктеристи к сопротивления амортизаторов:
/ — автомобиля ЗИЛ-164 (конструкция 1957 г.); 2 — автомобиля ЗИЛ-130 (конструкция 1962 г.)
Вило, по дифференциальной схеме. Клапаны сжатия многих фирм имеют втулочную конструкцию; дифференциальные схемы встречаются очень редко.
Характеристики большинства разгрузочных клапанов (рис. 109 110) имеют линейный вид в широком диапазоне скоростей колебаний. Увеличение сопротивления клапанов при больших скоростях, приближающее характеристику к квадратичному закону,
Размеры деталей клапанов отдачи амортизаторов у г ;г,
|
Обусловлено обычно дросселированием жидкости в подводящих отверстиях. При работе клапана между величиной давления жидкости и силой (жесткостью) пружины существует однозначная
Связь (hKJl — — Л*,,). Поэтому характеристика клапа-
cnp Cnp 1
(5 — Тх) "Г 1т1ах 5 — гх ’ |
На мало зависит от вязкости жидкости в температурном интервале Т 0° С, что существенно упрощает расчеты *. В большинстве случаев расчет сводится к подбору клапанной пружины с необходимым запасом усталостной прочности (л ^ 1,3):
"Тщах
(182)
Где хт — касательные напряжения текучести материала;
Тгаах и тга1п — напряжения при работе пружины (обычно тгаах <:
< 0,8тот; гх = — Ьзй — , а тга1п < 0,75тот — предварительный натяг).
Размеры деталей втулочных клапанов амортизаторов^аВ д1В
|
Одним из основных параметров разгрузочного клапана является давление начала открытия Ар’. У клапанов диафрагменно-пружин — ного типа с комбинированным упругим элементом давление жидкости на рабочую поверхность распределяется между двумя опорами: первая опора — место заделки дисков по центральному отверстию— Ршт, вторая опора — пружина (рис. 111). Первая из указанных опор может считаться абсолютно жесткой, а вторая опора воспринимает лишь часть нагрузки (обозначим ее Р, р) от силы давления жидкости Рж:
РпР=№ж, (183)
Где рк — коэффициент перераспределения нагрузки (Р„ с 1).
Если ориентироваться на момент начала открытия клапана и пренебречь упругостью дисков, то конструктивная схема диаф — рагменно-пружинного клапана может быть представлена в виде балки на двух опорах. Полагая, что результирующая сила давления жидкости в этом случае приложена в центре тяжести балки,
Со > 800 |
. Дербаремдикер |
Рис. 109. Характеристики сопротивления амортизаторов автомобилей при больших скоростях колебаний (на клапанном режиме): |
I — при сжатии; II — при отдаче: I и б —ЗИЛ-164, ЗИЛ-157; 2 и 7— Мон- ро-Супер; 3 и 5 — ҐАЗ-53; 4 и 8 — Бильштейн (однотрубный), тнп 0635, <1ц = 46 мм; 9 — амортизатор с й= 50 мм; 10— амортизатор с = — 50 мм, но с закрытым клапаном |фд г 200-Г-250) |
Ар Г/СМ’ 35 30 25 20 |
|
О 200 400 600 ЄОО 1000 Мк„см3/сек А) |
Рис. 110. Гидравлические характеристики клапанов амортизаторов: А — клапаны отдачи диафрагменно-пружинного типа; б — клапаны сжатия; 1 — автомобилей «Москвнч-402», Москвич-407»; 2 — автомобилей ЗИЛ-164, ЗИЛ-157; 3 — с йц = 50 мм; 4 — автомобилей ЗИЛ-164, ЗИЛ-157 втулочных; 5 — автомобилей ЗИЛ-130, ЗИЛ-131, диаф- рагменно-пружинных; 6 — см. поз. 5; формирующих дисков три, изготовленных из ленты толщиной 0,1 мм вместо одного диска толщиной 0,2—0,3 мм |
|
А р <Г/СМ 30 25 20 |
400 Б) |
600 Мклсм3/сек |
![]() ![]() |
|
![]() |
|
|
|
![]() |
|
И используя формулы координат центра тяжести круговых секторов, найдем
Р« = |
(184) |
Я2 (2Я — Зг) + г*
3 (Я — г)[26] (Я + г) ■
Для серийных клапанов (см. табл. 16) рм = 0,52-7-0,56 (из опытов 0,4 < <0,6).
|
Рис. 111. Расчетные схемы клапанов: А — диафрагменно-пружин — ного, £2 = 0,785 (#* — г1); Р О = РПр + Рщп, и < 1; б — втулочного, £2 = 0,785/?2 и рпр = Р°’ т — е — Рк ~ 1 |
При расчетах клапана рассматриваемого типа связь механической характеристики с гидравлической устанавливают на основе экспериментальных данных или по формуле
Где спв — жесткость клапанной пружины в кГ! см;
Е 63
И = ———————— цилиндрическая жесткость (понятие теории
12 (> —н)
Упругости);
6 — толщина диска в см (если дисков несколько,
«
ТО берется 8? I ;
— коэффициент Пуассона (для стали [х6 =
= 0,25-4-0,3).
Величина прогиба дисков клапана при ккл = 0,4-=-0,5 мм является для величин 6г = 0,2 мм и п — 2 близкой к предельно возможной, соответствует величинам Ар ^ 100 кГ/см2 и а„ ^
2,5 м/сек при Ар’ = 15-е-20 кГ/см2 и Т 0° С. Увеличение ккл обусловливает релаксационные и усталостные явления в материале дисков.
При проектировании необходимо учитывать, что клапанная ветвь характеристики амортизатора в эксплуатационных условиях изменяется (рис. 112). Уменьшение усилий сопротивления на
Клапан сжатия, = 50 мм; 1 — гайка; 2 |
Регулировочные прокладки; 3 — пружина; 4 — тарелка; 5 — диск впускного клапана (унифицирован с диском перепускного клапана); 6 — ограничительная тарелка; 7 — стержень; 8 — пружина впускного клапана; 9 — корпус; 10 — дроссельный диск; И — формирующий диск; 12 — прокладка (детали 1—4, 11 и 12 унифицированы) |
А — клапан отдачи, Лц = 40 мм; б |
|
|
|
|
![]() |
|
1 — до испытаний; 2 — после испытаний, число циклов 10 тыс ; 3 — после испытаний, число циклов 100 тыс.
Клапанном участке характеристики достигает 15—30% и мало зависит от типа клапана. Однако при стабильной характеристике на начальном участке и правильном выборе Ра указанные изменения не ухудшают затухание колебаний подрессоренной массы, и как правило, не ощущаются водителем и пассажирами.
На основании расчетов по формулам табл. 2 можно показать что связанное со снижением силы Ра уменьшение коэффициента i])a при х >> х20 несущественно, хотя чем больше скорость х2, тем меньше коэффициент i])a. В случае квадратичной характеристики на начальном участке изменение % всегда оказывается меньше, чем в случае линейной при Ра = idem. Поэтому оценка амортизатора по величине усилия сопротивления на клапанном режиме не дает возможности непосредственно судить об эффективности его работы в подвеске, а позволяет лишь определить исправность или состояние его клапанной системы.
Подобие характеристик разных по конструкции клапанов используется для их унификации (рис. 113). Из расчета стендовых испытаний и опыта эксплуатации видно, что в типовых амортизаторах с d4 = 30, 40 и 50 мм могут использоваться типовые диаф — рагменно-пружинные клапаны с унифицированными и взаимозаменяемыми деталями. Отличаться при этом могут только два — три основных элемента, которые определяют регулировку: дроссельные и формирующие диски, пружины клапанов. Для каждого типоразмера клапана, их число может быть сокращено до числа типоразмеров амортизаторов, достаточно от трех до пяти размерностей пружин, отличающихся лишь диаметром проволоки. То же самое относится к дроссельным дискам, которые должны отличаться только размерами пазов, образующих калиброванные отверстия. Указанного количества «оригинальных» деталей достаточно для обеспечения регулирования основных параметров в необходимых пределах: коэффициентов сопротивления и момента начала работы рагрузочных клапанов амортизаторов для всех отечественных автомобилей.