Ноябрь 2019
Пн Вт Ср Чт Пт Сб Вс
« Окт    
 123
45678910
11121314151617
18192021222324
252627282930  

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА

Отечественные амортизаторы, так же как и большинство евро­пейских амортизаторов, имеют ремонтоспособную разборную кон­струкцию, следовательно, важно надежно уплотнить резервуар и создать одновременно гарантированный запас затяжки. При окон­чательной сборке и затяжке гайки резервуара возникает силовой контакт между деталями. При этом крутящий момент создает продольную силу затяжки Рпр, которая растягивает резервуар и сжимает комплект внутренних деталей. Во время работы аморти­затора давление жидкости циклически действует на направляю­щую и создает внутреннюю силу Рав, дополнительно растягиваю­щую трубу резервуара. В то же время сила Р^ в определенной мере разгружает трубу рабочего цилиндра и корпус клапана, но нагружает детали узла уплотнения: направляющую, обойму, гайку и уплотнительное кольцо резервуара. Кроме того, при на­греве амортизатора в результате неравенства температур и коэф­фициентов линейного расширения материалов деталей возникает сила Рт, действующая на эти детали так же, как и сила Рпр (рис. 83, а).

При малом сопротивлении перепускного клапана сила Рш дей­ствует на корпусные детали и узел уплотнения как при отдаче, так и при сжатии. При этом сила Ртс часто оказывается больше силы Рав0, так как давление рг действует на всю площадь направ­ляющей. Для нормальной работы амортизатора должно выпол­няться условие: Рпр > Pas (при Рпр < Рад ПОД ДеЙСТВИеМ

Давления жидкости приподнимается направляющая над цилин­дром, вызывается эмульсация жидкости, нарушается герметиза­ция резервуара и т. п.). Поэтому при конструировании выбор размеров, формы и материала контактирующих деталей аморти­

Затора обосновывается расчетным определением силы предвари­тельной затяжки; суммарного усилия, приходящегося на резь­бовое (сварное) соединение при максимальных усилиях сопроти­вления в разогретом амортизаторе; запаса прочности в наиболее опасных сечениях.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА

Рис. 83. Схема действия и кривые изменения внутренних сил в амортизаторе:

А — основные силы — условно приложены только к верхней части; б — характер изме* нения внутренних енл в корпусных деталях амортизатора прн нагреве: it — момент

Начала работы и повышения температуры; Рт тах — максимальная енла теплового рас­

Ширения лрн установившемся режиме: Рад max = р max* ^во

На трубу резервуара, соединения и стыки действует сила

Рр = Рпр + Рае + Рт■ (164)

Для определения силы Рпр необходимо знать деформации де­талей амортизатора, обусловленные их жесткостью:

Ь-ЩЬ, (165)

Где Ci — жесткость детали, подвергаемой растяжению или сжа­тию;

Е — модуль упругости материала детали;

It — длина или высота стягиваемой детали в см;

Ft — площадь поперечного сечения стягиваемой детали в см2. Если площади поперечного сечения детали переменны по длине,

То

Где ltx, li2 — длины участков детали с различными площадями сечений; .

Fn> Fi2 — соответствующие им площади поперечных сечений.

Сила предварительной затяжки Рпр растягивает резервуар

На длину А1р = *р■, где Ср— жесткость трубы резервуара,

И сжимает рабочий цилиндр на величину А/ч, направляющую — на величину А1Н, обойму — на А10, корпус клапана — на А1К и уплотнительное кольцо резервуара — на А1С (при отсутствии металлического контакта). Величина сжатия деталей

А 1д = А1Ц + А1К + А1У = Рпр (-i — + + + +

Где А1У = AlH + Al0 — f — Alc — деформация сжатия узла уплот­нения.

Сила Pag дополнительно растягивает резурвуар на величину Alp и сжимает детали узла уплотнения на величину А1У. В то же время деформации рабочего цилиндра и корпуса клапана сжатия уменьшаются на величину (А 1У 4- А1Р). Для обеспечения гаранти­рованной плотности стыка необходимо и достаточно, чтобы

А1Ц 4- AIк AI у 4- Alp. (166)

Это неравенство уточняет смысл приведенного выше неравен­ства сил: Рпр> Ров — Выразим силу Рпр через силу Ров — Из по­следнего неравенства, если пренебречь, как и выше, деформа­циями гайки резервуара и донышка проушины, учитывая это коэф­фициентом запаса Ха = 1,1ч-1,2, найдем при ск > сц:

Pnp = KPae{ 1 +-§7+-§г+ -§-)• (167)

Когда в конструкции амортизатора достигается металлический контакт стягиваемых деталей, выражение для Рар упрощается:

Рпр = яаРое (!+-§- + -§-)• (168)

Из выражения (168) следует, что с уменьшением жесткости стягиваемых деталей нагрузка на соединения возрастает, а при увеличении Ci — снижается.

Наличие нестальных стягиваемых деталей и неравномерней нагрев амортизатора вызывают появление дополнительной силыРт. Обозначим тепловые деформации деталей через А1т1 (анало­гично С() и определим их связь с конструктивными параметрами, а также с температурами нагрева резервуара Тр и внутренних деталей Тв

A lmp = aс1р (Тр — Тс), А 1тц = ссс1ц (Тв — Тс)]

AL» = (Т„ — Тс) и т. д.

У//////.

Где Тс = 20° С — температура, при которой производится сборка; ас и ац — коэффициенты линейного расширения стали и цинковых сплавов.

Сумма тепловых деформаций внутренних деталей больше, чем тепловая деформация наружной трубы резервуара, а величина возникающей в результате этого силы Рт прямо пропорциональна разности деформаций стягиваемых деталей и резервуара и обратно пропорциональна приведенной жесткости всех деталей:

, (169)

У &1ті — Д/тр 1___________

Т)

Ш)-

1

+

1

Со

ЧХЧЧЧ>ч

 

——————————

 

 

Щ|г

 

Рис. 84. Телескопический аморти­затор с оребренным резервуаром для повышения теплоотдачи и уменьшения нагрева в тяжелых Эксплуатационных условиях (па­тент ФРГ № 936184, 1955 г.):

1 — рабочий цилиндр; 2 — резервуар; 3 — поршень со штоком в сборе; 4—нижняя часть резервуара; 5—реб­ро; 6 — монтажная проушина

Из формулы следует, что чем меньше число стягиваемых дета­лей из цинкового сплава, чем мень­ше их длина и жесткость, тем меньше сила Рт, и наоборот.

Сила Рт может достигать зна­чительных величин, сопоставимых ‘6 С силой Рад. В связи с этим попытки уменьшить нагрев амортизаторов за счет оребрения (рис. 84) пред­ставляются на первый взгляд пра­вильными. Однако таким способом нельзя существенно уменьшить силу Рт. Более того, в резуль­тате оребрения толстостенного стакана 4 сила Рт увеличивается по сравнению с силой при обычной

1

Ск

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА
ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА

Рп

 

Где

 

Мпі = А 1тц + А 1тК + Л/тк +

“Ь то “Ь А 1тс

 

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА
ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА

1

Со

 

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА

Конструкции и резервуаре, выполненном целиком из трубы. Это связано с тем, что максимальные величины Рт возникают при неустановившихся тепловых режимах амортизатора, когда раз­ность температур Тр — Тв может достигать 40° С и более (в на­чале движения, при съезде автомобиля с асфальта на булыжник и т. п.). Сила Рт зависит также от абсолютных разностей температур (Тр — Тс) и (Т„ — Тс), поэтому амортизаторы на юге страны и особенно в летнее время разбалтываются и выходят из строя чаще, чем при работе в зоне с умеренным климатом.

Максимальную расчетную силу, действующую на стыки и сое­динения, учитывая выражения (164)—(169), напишем в следую­щем виде:

Рр шах = Ров шах [йэК (1 + ^+ 1 ] + Рп, (170)

Где q3 — коэффициент запаса затяжки (q3 = 2-ь4).

Минимальная сила будет равна силе Рпв или сумме сил (Рпр +

+ Рт):

Рр min = Рае maxЗaK ( 1 4" 4" ^т’

Величина отношения Ppmln и Рртах, которую обозначим г’, позволяет дать оценку коэффициенту асимметрии цикла (г’ < 1),

А обратная величина определяет динамическую нагрузку.

Относительная величина динамической нагрузки увеличивается при увеличении Рдапи* и уменьшается при уменьшении Рт и увеличении коэффициента q3. Последний учитывает ослабление затяжки вследствие действия следующих факторов: 1) обмятия опорных поверхностей стягиваемых деталей; 2) текучести уплот­нительного кольца резервуара и других прокладок; 3) возникно­вения в стенках резервуара и резьбовом соединении (первые «нитки» резьбы) остаточных деформаций при случайных перегруз­ках; 4) увеличения диаметра резьбового участка трубы резервуара (при затяжке); 5) действия ударных и вибрационных внешних на­грузок и т. п.

По величинам Рртах и Ррт1п определяют величины деформа­ций и запасы прочности в наиболее напряженных деталях. Обычно самым опасным местом является или само резьбовое соединение, или место сварки с проушиной; поэтому для повышения надеж­ности конструкции необходимо, чтобы длина и шаг резьбы имели соответствующие величины, а сечение трубы на участке сварки было достаточным.

Для нормальных напряжений коэффициент запаса определяют по формулам (162) и (163). Допустимые напряжения — при п3 ^ 1,5. Стягиваемые детали работают на смятие и срез. Сила смятия на стыках равна (P„pmax +Pmmах) — для корпуса кла­пана сжатия и Рршах — для остальных деталей.

Для ориентировочного определения момента затяжки гайки ре­зервуара можно пользоваться полуэмпирической формулой

М:

подпись: м:2,5Д! ср5 кГ-м,

Где М — крутящий момент, приложенный к гайке;

Яср — средний радиус резьбы гайки резервуара в см. Надежное уплотнение резервуара достигается выбором ра­циональной конструкции уплотняющих и сопряженных деталей.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА

Ш

М

 

ГМ

Ш

 

 

§

ЯВ

 

 

подпись: ш м
гм ш

§ яв

Рис. 85. Конструкции узла уплот­нения резервуара и поперечные I сечения уплотнительных колец:

А — гнездо уплотнительного кольца амортизатора МКЗ; 6 — то же, нового амортизатора автомобилей ГАЗ; I — круглое (О — кольцо); II — квадрат­ное (обычно неформовое кольцо); III— трапециевидное; IV —трапециевидное с компенсирующей каиавкой иа ци­линдрической поверхности; V — тра­пециевидное с компенсирующей каиав­кой на конической поверхности (на­иболее технологичный вариант); 1 — резервуар; 2 — гайка резервуара;

3 — обойма сальников; 4 — уплотни­тельное кольцо; 5 — направляющая; 6 — нажимное кольцо; 7 — второе уплотнительное кольцо

Большинство телескопических амортизаторов двухтрубной кон* струкции имеют резиновое уплотнительное кольцо резервуара, ко­торое при затяжке деформируется и заполняет объем гнезда цели­ком или частично (рис. 85). Различают конструкции с гарантиро­ванным металлическим контактом между деталями узла уплотне­ния и без гарантированного контакта. Особое место занимают конструкции, в которых уплотнение резервуара достигается без включения резинового уплотнительного кольца в цепочку стяги­ваемых деталей (рис. 86). При такой конструкции к технологии изготовления корпусных деталей предъявляют более высокие тре­бования: перпендикулярность торцов и оси, соосность и т. п.

На уплотнительное кольцо при отсутствии металлического контакта между направляющей и обоймой передается полная сила затяжки Рпр. Поэтому, когда объем резинового кольца значительно превышает объем гнезда, возможны выпучивания трубы резер­вуара в месте установки кольца и деформация стенок обоймы и направляющей, их разрушение. При затяжке и во время работы амортизатора резина «течет» (под действием силы Рр) в зазоры
между деталями, входящими в конструкцию гнезда, и трубой ре­зервуара (рис. 85, а). Этому способствует и тепловое расширение резины, которое в 10—15 раз превышает тепловое расширение металлических деталей.

Опыт показывает, что в случаях применения колец типа II и III надежность уплотнения обеспечивается при

^ к т! п ^ 1 1У г тах> ^ тах ^ 1 >ЗУг т|П,

Где Ук и Уг — соответственно объемы кольца и гнезда с учетом допускаемых отклонений размеров.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛА УПЛОТНЕНИЯ РЕЗЕРВУАРА АМОРТИЗАТОРА

Рнс. 86. Схемы оригинальных конструктивных решений уплотнения резервуара амортизаторов зарубежных фирм:

А — Габриэль, США (неразборный амортизатор); б — РИВ, Италия; в — КОНИ, Гол­ландия; / — грязеотражатель; 2 н 4 — поджимные гайкн; 3 — сальник нз набора рези-« новых колец; 5 — сальник резервуара; 6 — обойма сальников; 7 — резервуар; 8 — ра­бочий цилиндр

Металлический контакт на стыках при выполнении указанных условий не может быть гарантирован, и если он достигается, то только вследствие выдавливания резины в зазоры между деталями гнезда под действием силы затяжки. Для уменьшения неизбежных остаточных деформаций и сохранения упругих свойств резины при нагреве в напряженном состоянии и в условиях воздействия амор- тизаторной жидкости применяют кольца с различными формами поперечного сечения — типов III—V (рис. 85). При наличии ком­пенсационной канавки в кольцах типов IV и V обеспечивается металлической контакт деталей и эффект самоуплотнения, обу­словленный сжатием воздуха в объеме канавки. Однако в этом случае требуется более высокая стабильность технологического процесса, чем при использовании колец типа III. Последнее еще в большей мере относится к уплотнению по типу ГАЗа с двумя

О — кольцами (V* ^ Уг), которое обладает требуемой надежно­стью (герметичность по воздуху) при условии выполнения поверх­ности трубы и других уплотняемых поверхностей деталей с высо­кой чистотой. К недостатку уплотнения с двумя кольцами следует отнести уменьшение возможной длины резьбы в резервуаре (умень­шение высоты гайки), что несколько ограничивает требуемое усилие затяжки.

Оставить комментарий