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

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

Инерционное сопротивление амортизатора. При колебаниях величина ип непрерывно изменяется, т. е. в любой момент вре­мени имеется некоторая величина ускорения которая сооб­щается жидкости. Интегрируя уравнение (83) для обобщенной ве­личины скорости потока [16], найдем перепад давлений перед и за дросселирующей системой в следующей форме:

I

Др = Р1 — р2= ы — «10?) ± ^ Р/ 5 ш (")

О

Где ужНп — диссипативные потери энергии потока в пределах дросселирующей системы.

Второй член правой части уравнения определяет силу инер­ционного сопротивления амортизатора в виде

(100)

Где Хд — коэффициент динамичности (^Кд = — у—37-);

I’ — приведенная длина дросселирующей системы с учетом коэффициента неравномерности Р/ (Г = р^/, где I — гео­метрическая длина).

Соответствует максимальной

подпись: соответствует максимальнойМаксимальная величина Р„

Величине ускорения поршня, которое возникает в мо-

V /шах

^■д max

Рис. 57. Зависимость коэффициента Я^шах от амплитуды хп и частоты колебаний со

подпись: ^■д max
 
рис. 57. зависимость коэффициента я^шах от амплитуды хп и частоты колебаний со
Мент перемены направления движения. При этом, оче­видно, vn = 0, и гидравли­ческое сопротивление, обу­словленное изменением удель­ной энергии и потерями энер­гии в развившемся потоке жидкости, в этот момент вре­мени отсутствует.

Принимая Pf = 1 в на­чальный момент движения

Поршня, оценим ориентиро­

Вочно Раитах. Для этого по­строим зависимости (рис. 57) шах = f (“> Хп), а из табл. 5 возьмем величины коэффи­циента учитывающего

Одну особенность, характер­ную для амортизаторов те­лескопического типа. Она заключается в том, что в на­чальный момент сжатия площадь вытеснителя Fe=Fn, т. е. равна полной площади поршня, а площадь проходного се­чения дросселирующей системы равна сумме площадей калибро­ванных отверстий, работающих при сжатии и отдаче (зазорами

Пренебрегаем). Такое положение сохраняется до момента начала открытия перепускного клапана, который при vn = 0 закрыт под действием сил инерции и инерции столба жидкости над ним.

В связи с этим в табл. 5 даны два значения коэффициентов <ра, Fe и /0.

При гармонических колебаниях, соответствующих собственным частотам колебаний кузова, величина 1′. ПРИ межрезо-

Нансных колебаниях и колебаниях с собственной частотой непод — рессоренных масс ^шах5^ Ю. и в случае зарезонансных колебаний

Конструктивные и энергетические параметры амортизаторов МКЗ н значения величины фа

Амортизаторы автомобиля

Я*

* ь, д

Г?

^ м

1-,

И

О

О. м

5 Д || ^ 03

X

Е-. ° < во

‘О

Е-

«Москвич-408», передний:

Отдача…………………….

6

0,016

120

800

1,0

375

7

0,019

0

0

0

369

Сжатие……………………..

30

Задний:

1

0,003

1200

1,5

334

Отдача…………………….

6

0,024

60

400

1,0

250

7

0,028

0

0

0

250

1

0,004

30

1200

1,5

250

ЗИЛ-111, задний:

Отдача…………………….

10

0,064

160

640

0,8

156

Сжатие……………………..

12

0,076

0

0

0

158

ЗИЛ-130 и ЗИЛ-157, перед­ний:

2

0,012

40

180*

800

720*

1,0

0,9*

167

Отдача…………………….

10

0,048

75(Г

“3000“

Ж75

208

12

0,060

0

0

0

200

2

0,012

40*

200

800*

4000

1*

“5~

167

Примечание. В числителе — значение параметров при закрытом

Перепускном клапане, в знаменателе —

— при открытом перепускном

Клапане.

* В числителе — значения усилий до начала открытия разгрузочных

Кла-

Папов отдачи, в знаменателе — значения усилий, которые могут развивать аморти­

Заторы грузовых автомобилей ЗИЛ при давлении 100 кГ/см2 на сжатии и 75 кГ/см2 на отдаче

Коэффициент динамичности может достигать величины ^ашах = = 20 — т-50 и более. Величины ^,тах могут иметь большие значения при наезде автомобиля на выступающие неровности с крутым перед­ним склоном с большой скоростью. Поэтому при езде по плохим дорогам сопротивление амортизатора сжатию должно быть меньше сопротивления отдаче.

113

подпись: 113Определим В первом приближении величину Раи тах> СООТВеТ — ствующую силе сопротивления сжатию амортизаторов ЗИЛ-130. В связи с вертикальной установкой этих амортизаторов вели­чину фа можно взять непосредственно из табл. 5, что нельзя сде­лать для амортизаторов «Москвич-408» (передних), так как они устанавливаются на рычаге подвески (/„ ^ 2), и для амортизаторов

8 А. Д. Дербаремдикер

«Москвич-408» (задних), ЗИЛ-111 и ЗИЛ-157, устанавливаемых в подвесках под углом. В том и другом случаях необходимо умень­шить А, тах в соответствии с передаточным отношением или углом наклона. Принимая уж = 0,9 г/см3, I’ = 2 см (геометрическая длина I — несколько меньше), найдем:

7«ЯМшах = 0,9-200-1-2-10 = 0,360 кГ/см2 (при ^шах=1)

И Раи шах = 4,3 КГ,

Уж^и тах = КГ/СМ2 (при тах = 1®) И Райтах = 43 КГ,

Уж^и тах = 18,0 КГ/СМ2 (при тах = ^0) И Райтах ~ 216 КГ.

Ориентировочные расчеты показывают, что при низкой частоте колебаний (кузова) инерционностью жидкости можно пренебрегать, так как величины ужНи1 и Раи1 достаточно малы. При высокой частоте колебаний (колес) инерционность жидкости вызывает появление заметной возмущающей силы, в частности, при заре­зонансных колебаниях Раит ах МОЖвТ ПреВЫСИТЬ СИЛу, 0бусЛ0В — ленную чисто гидравлическими сопротивлениями, зависящими от скорости ип, а не от ускорения. Продолжительность действия максимальной силы инерционного сопротивления зависит от кон­струкции дросселирующей системы и перепускного клапана на поршне амортизатора. Например, при значительной массе пере­пускного клапана и большом предварительном натяге пружины, как это сделано в некоторых амортизаторах (Габриэль, Аленкан и др.), происходит задержка открытия клапана. В таких условиях сила Раи остается пропорциональной ускорению вытеснителя жид­кости и может возрасти вследствие увеличения неравномерности распределения скоростей тока жидкости в дросселирующей си­стеме (Р^ > 1). Облегчение перепускного клапана способствует уменьшению коэффициента дросселирования и силы Раи. При гармонических колебаниях с увеличением скорости от 0 до и„гаах уменьшается ускорение и коэффициент динамичности Хд, что также уменьшает силу Раи. При иЛШах ускорение равно нулю

(Раи — 0), и поток жидкости через дросселирующую систему на мгновение становится подобным установившемуся потоку. Из этого, в частности, следует, что определение силы сопротивления гидра­влических устройств подвески по максимальной величине этих сил на рабочей диаграмме, т. е. при — илтах, обоснованно, так как при таком способе измерения исключается погрешность, свя­занная с инерционностью рабочей жидкости. Для уменьшения ко­эффициента ^тах при таких испытаниях целесообразно увеличивать скорость колебаний за счет амплитуды, а не за счет частоты.

При уменьшении скорости, когда << 0, инерционный на­пор вновь увеличивается, но теперь он помогает перетеканию жидкости через дросселирующую систему..В результате сила ги­дравлического сопротивления (кривая 2, рис. 58) уменьшается

Не пропорционально уменьшению скорости поршня, а быстрее,

Дип. п

В то время как в первой половине хода при >0 сопротивле­ние, наоборот, возрастает быстрее, чем увеличивается скорость поршня. Таким образом, даже при чисто гармонических колеба­ниях может возникнуть несимметричность кривой 3 суммарного

Сопротивления относительно средней линии 0—0 ^при — 0^ .

Рис. 58. Изменение сопро­тивлений дросселирующей системы при гармоническом законе х2:

I — инерционного; 2 — гидрав­лического; 3 — суммарного

подпись: 
рис. 58. изменение сопротивлений дросселирующей системы при гармоническом законе х2:
i — инерционного; 2 — гидравлического; 3 — суммарного
Несмотря на то, что проведенный анализ действителен для несколько идеализированных условий (абсолютная жесткость рабочего цилиндра и узлов крепления), он дает основания для некоторых вы­водов и рекомендаций. Сразу необхо­димо отметить отрицательное влияние инерционности рабочей жидкости амор­тизатора на плавность хода. Сила Раи передается на кузов и подобно сухому трению увеличивает ускорение 2тах.

Отсюда вытекает необходимость умень­шения инерционности гидравлической системы амортизатора. Это достигается следующими способами:

1) уменьшением длины I подводя­щих и проточных отверстий;

2) увеличением площади проходных сечений калиброванных отверстий за счет повышения герметичности клапанов и уплотнения зазоров;

3) увеличением при возможности площади вытеснителя жид­кости (см., например, табл. 5, амортизатор ЗИЛ-111);

4) снижением жесткости соединительных деталей (резиновых втулок);

5) стабилизацией коэффициента фа за счет снижения вязкости жидкости и увеличения гидравлических радиусов отверстий;

6) установкой амортизатора с квадратичным законом сопро­тивления с наклоном и на рычаге.

Последний способ требует пояснения. С одной стороны, в та­ких случаях необходимо увеличение фа в 1 уг1.1 Раз Для обеспече­ния требуемого затухания, но, с другой стороны, величина ^атах. приведенная к амортизатору, уменьшается в 1п раз. В результате инерционное сопротивление при прочих равных условиях возра­стает, но сила инерционного сопротивления, приведенная к ко­лесу, уменьшается в —раз. При линейной зависимости Ра (уп)

V 1п

Сила инерционного сопротивления, приведенная к колесу, остается неизменной независимо от 1п, а инерционное сопротивление возра­стает пропорционально

В реальных условиях увеличение «жесткости» подвески автомо­биля, вызываемое инерционностью гидравлической системы амор­тизатора, не проявляется так ощутимо, чтобы это можно было определить с достаточной точностью без специальной измеритель­ной аппаратуры. При жестком креплении монтажных узлов сила Раи возрастает с увеличением ійгаах, как это и следует из теоретических предпосылок. Вместе с тем действительная вели­чина инерционного сопротивления обычно превышает расчетную,

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

Рис. 59. Осциллограммы работы амортизатора телескопического типа автомо­биля ЗИЛ-131 при Хд шах «2 и установке амортизатора:

А — иа жестких втулках в монтажных узлах; б — на серийных резиновых втулках; / — сила сопротивления амортизатора; 2 — ход поршня

Что можно связать с влиянием неравномерности распределения скоростей в потоке и сложными искривлениями линий тока жид — кости в дросселирующей системе, Т. е. Р/ >1 и I’ >/, принимае­мой для расчета. Учитывая отмеченные обстоятельства, параметр /’= Р// правильнее всего определять экспериментально. В теле­скопических амортизаторах величина Р// может достигать величины 0,1 ж и более. При экспериментальной проверке было установлено (рис. 59), что когда гидравлический амортизатор крепится на ре­зиновых монтажных втулках, резко снижается инерционная сила сопротивления. Аналогичное явление имеет место при образова­нии в амортизаторе сжимаемой газожидкостной рабочей среды (высокоскоростные и высокочастотные колебания).

В заключение отметим еще одно отрицательное влияние инер­ционности жидкости на комфортабельность легкового автомобиля. При появлении в рабочих камерах амортизатора полостей, не занятых жидкостью (вследствие статического вакуумирования, объемной кавитации и т. п.), возникают специфические стуки и
удары, слышимые иногда даже при отсутствии высокоскоростных колебаний в подвеске. Это объясняется тем, что в начале движения поршень проходит полость и встречается с жидкостью, уже имея некоторую скорость. Такое положение равноценно мгновенному изменению скорости жидкости от нуля до конечной величины уп,

Т. е. что и обусловливает ударный эффект.

Нагрев рабочей жидкости и амортизатора. Кинетическая энер­гия струй жидкости на выходе из дросселирующей системы со­ставляет обычно основную часть полной энергии, которая экви­валентна А р. Диссипация энергии в пределах дросселирующей системы зависит от ее конструкции. Потери на удар при входе в дросселирующую систему, потери на трение о стенки в каналах дросселирующей системы, наконец, трение между слоями жид­кости обусловливают некоторый нагрев жидкости, протекающей через элементы дросселирующей системы. Представляет практи­ческий интерес сравнение величин Ар и ужНп в уравнении (96), чтобы определить условия работы амортизатора без перегрева жидкости непосредственно в дросселирующей системе (от входа до выхода), где возможности теплообмена ограничены. Такой ана­лиз имеет значение в основном для единичного рабочего цикла, так как из опыта хорошо известно, что в процессе непрерывной работы амортизаторы нагреваются до значительных температур. Поэтому рабочие циклы, разделенные во времени, осуществляются при различных температурах.

Рассмотрим количество работы АЛ, поглощенной амортиза­тором за малый промежуток времени А/, и количество жидкости Адж, прошедшей через дросселирующую систему за тот же про­межуток времени. Максимальная тепловая напряженность будет в том случае, когда интенсивность поглощения энергии, опреде — Д А

Ляемая отношением окажется максимальной, а весовой рас­ход жидкости будет наименьшим. Так как эти зависимые

Переменные рассматриваются в одно время, можно записать их отношение, определяющее максимальную удельную энергоем­кость:

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

Е

Переходя к дифференциальным выражениям, получим

Р(Рп)

Или е —

Уж

Уж № уж /7в

Е=_"

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

(101)

 

Учитывая зависимость р от vn, найдем дифференциальное условие етах, которое показывает, что экстремумы энергоемкости могут быть при vn = 0 и при dp = О

Vn-dp = 0. (102)

Первое условие [17] соответствует (, а второе — выпол-

Ot ) щах

Dvn п

Няется при vn max и — щ — — 0, когда максимальная энергоемкость

Жидкости обусловлена гидравлическим сопротивлением. Относи­тельное повышение температуры в этом случае можно определить исходя из принципа сохранения энергии и пренебрегая теплооб­меном потока и струи с окружающими их твердыми поверхно­стями и жидкостью. При таком допущении значение нагрева обя­зательно переоценивается, что приемлемо при расчетах, так как опаснее недооценить его.

Количество энергии, поглощаемое амортизатором, превра­щается в тепло Q, которое сообщается рабочему телу, т. е. жид­кости. Соответствующее повышение температуры определяется

DQ

Теплоемкостью жидкости с = откуда с учетом механического эквивалента тепла

DT ^ 4180суж№ =1Ш? (103)

Интегрированием последнего выражения в промежутке вре­мени от начала развития потока до его полного торможения найдем

ДТ1 _ ‘Г ‘Г / __£тах йтах ПОД’»

^тах— ‘2 Jl 4180сщ 8-106 ’ ‘ ‘

Где ст — средняя удельная теплоемкость амортизаторной жид­кости (1,7—2,1)-10[18] в дж!(кг-град).

На графике (рис. 60) и в табл. 5 приведены вычисленные по выражению (104) величины удельной энергоемкости етах в зави­симости от площади вытеснителя F„ и силы сопротивления амор­тизатора.

За один рабочий цикл даже при отсутствии теплообмена и преобразовании всей удельной энергии жидкости в тепло увели­чение температуры жидкости в современных телескопических амортизаторах не превышает нескольких градусов при их работе в самых тяжелых условиях. Это подтверждает выводы о возмож­ности интенсификации рабочих процессов в амортизаторах и о пра­вильности расчетов дросселирующей системы обычными методами гидравлики, принимая поток жидкости изотермическим.

В рычажных амортизаторах повышение температуры при прочих равных условиях больше во столько раз, во сколько пере­даточное число (соотношение плеч рычага и кулачка) больше еди­ницы. В связи с этим известный тезис о возможности перегрева амортизаторной жидкости в дросселирующей системе хотя и не лишен некоторых оснований, но и не является столь важным, как это считалось Г. П. Богдановым. Тем более что повышение температуры в процессе перетекания жидкости через элементы

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

Рис. 60. Зависимость полной удельной энергоем­кости рабочей жидкости от площади вытесни­теля и силы сопротивления (уж & 900 кГ/м3)

Дросселирующей системы до выхода из нее будет еще меньше, так как ужНп составляет лишь некоторую часть полной удельной энергии, для которой выполнены вычисления.

Исключение представляют гидропневматические устройства подвески, в которых используются давления в сотни и тысячи атмосфер [47]. Это требует энергетической оценки члена ужНп в уравнении (96), откуда найдем, принимая начальные условия

TOC o "1-5" h z развития потока — 0, ах 1 и 0:

УжНп = Ар — (105)

Величину полной удельной энергии (первый член правой части) можно представить в обобщенном виде и выразить через коэффи­циент расхода ц:

Ар = — Хт*~ — . (106)

Л* ц22* *

Величину кинетической энергии струи выразим через пара­метры движения поршня и после подстановки этих параметров в выражение (105) найдем

= 1—а,); 0<(^—«,)<!.

РаКГ

Рис. 61. Характер снижения силы со­противления амортизатора при нагреве и наличии следов воды в рабочей жидко­сти:

подпись: ракг
 
рис. 61. характер снижения силы сопротивления амортизатора при нагреве и наличии следов воды в рабочей жидкости:
Обозначив удельную энергоемкость, соответствующую потерям энергии в дросселирующей системе, через еп, получим

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ(107)

/—с уплотненными зазорами; 2—без уплот­нений в трущихся парах

подпись: /—с уплотненными зазорами; 2—без уплотнений в трущихся парахПреимущество последнего выражения состоит в том, что оно в простой форме связывает конструктивные параметры амортизатора и скорость движения поршня с энергетическими показате­лями. Таким образом, пер­вичное (дополнительное) по­вышение температуры жидко­сти к моменту выхода потока йз дросселирующей системы не может превышать вели­чины

АГ„п1ах<-%^. (108)

Используя для примера данные табл. 5 и принимая, что разгру­зочный клапан отдачи амортизатора ЗИЛ-130 начинает откры­ваться при скорости поршня, равной 0,25 м/сек, получим при ц = 0,73 и а2 = 1,5:

_ 2082-0,252-0,35 _

П шах — 4000

Ориентировочно можно считать, что увеличение давления на каждые 100 ат дополнительно повышает нагрев жидкости, уча­ствующей в цикле, на 3—5° С. В области Та — 100° С «перегрев» жидкости в дросселирующей системе сопровождается парообра­зованием воды, находящейся в масле. Вначале при расширении паров несколько увеличивается сопротивление проходу жидкости через дросселирующую систему. Это выражается в замедлении снижения усилий сопротивления, несмотря на непрерывное пони­жение вязкости жидкости (рис. 61). Но при дальнейшем увеличе­нии температуры из-за насыщения жидкости парами и газами нару­шаются нормальные условия осуществления рабочего процесса, и усилия сопротивления резко падают, что характерно при темпе-

Ратурах нагрева амортизаторной жидкости на 120—140° С. На графике (рис. 61) дана зависимость силы сопротивления Ра от температуры нагрева его наружной поверхности, которая всегда ниже температуры жидкости не менее чем на 15° С. При измере­нии температур наружной поверхности было обнаружено, что температура нагрева нижней части резервуара амортизатора

Всегда выше на 10—15° С температуры верхней части, где нахо­дится воздушная подушка, теплоизолирующая рабочий цилиндр от резервуара. Наиболее высокую температуру внутри амортиза­тор имеет в нижнем конце штока в районе клапана отдачи. Вторая «горячая» зона — корпус клапана сжатия. Очевидно, это связано с нахождением в указанных местах центров преобразования

Энергии.

Уравнение теплопроводности в рабочем цилиндре, заполнен­ном жидкостью (воздухом), можно представить в виде

(1дг = ХжЗ(дТ, (109)

Где <2( — количество тепла, отводимое в единицу времени от по­верхности площадью = 2лг/ч;

Хж — коэффициент теплопроводности жидкости (или воз­духа Хв).

Разделив переменные и интегрируя, найдем температурный перепад без учета теплопередачи через торцовые поверхности:

Т—т-=А|п^ (110)

Для второй ступени передачи тепла — от рабочего цилиндра к резервуару получим в среднем (с учетом воздуха в верхней части)

Ф ( 1 I 1 гр — Ф г 1г.

4 р 4 nl{

Где 1Ц и 1р — длины соответственно рабочего цилиндра

подпись: 4 р 4 nl{
где 1ц и 1р — длины соответственно рабочего цилиндра
R„-T, = ^bb + 1L)lni = Tg-*’*_.ln-i, <»■>

ДЛИНЫ соответ! и резервуара;

Г

Кж_в = приведенная теплопроводность аморти­

Затора;

Тк, Тц и Тр — температуры на соответствующих цилин­дрических поверхностях.

Величины г определяются, как показано на рис. 62, а.

При равномерном нагреве и возникновении установившегося колебательного процесса в начальный момент времени

Qt0 dt — cad (А Та) + Ка а Та dt, (112)

Где Qf„ — количество тепла, выделяемого в единицу времени при t —

Са — теплоемкость амортизатора;

АТа — Та — Тв — разность температур нагрева амортиза­тора и среды;

Ка — коэффициент теплопередачи от амортиза­тора в окружающую среду.

В конце нагрева при vn = idem и установившемся тепловом режиме х

Qt dt = KaATamdt I

0.-ЛЛ.. 1 (U3)

Обычно коэффициент энергоемкости ra<Ch НО возможно, что i]a Ss 1, например при автоматическом регулировании амор-

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

Рис. 62. Схема к определению радиальной теплопроводности в амортизаторе:

А — обычная конструкция; б — конструкция с разделением газа и жидкости в резервуаре; / — шток; 2 — рабочий цилиндр; 3 — труба резервуара; 4 — трубчатые пленочные элементы с воздухом (азотом)

Тизатора (усиление при нагреве и т. п.). Тогда

Т|ГХ АТam dt = cad (АТа) + Ка ATа dt.

Разделяя переменные и интегрируя, найдем промежуток вре­мени, за который амортизатор нагреется от ATai до АТа2:

At — t,

.^1п(Лд>-АГа1

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

(114)

(115)

 

Отсюда

 

ЫК„

 

А Таї — ‘По AT am 1 — е ° / 4“ АТ ае

 

АТа2 = гід[19] ATam 1 — е

Показатель степени при е учитывает основные конструктивные параметры амортизатора: массу его металлических частей и жид­кости, площадь наружной охлаждаемой поверхности резер-

ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПРИ НЕУСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

Различной скорости обдува воздухом (штриховые кривые — расчетные):

А — на резервуаре; б — на кожухе; в — на резервуаре в поперечном сечении. Точки показывают места установки термопар

Вуара Sp и других деталей (штока, кожуха). Площадь Sp ^ Ks2nrplp, где Ks — коэффициент учета теплоотдающих поверх­ностей штока и кожуха, равный 1,1—1,15 [при отсутствии кожуха Ks ~ (1-г-1,05)]. Результаты расчетов по формуле (116) обеспе­чивают удовлетворительную точность, что иллюстрируется на рис. 63. Но для достижения максимальной температуры требуется, как видно из формул, бесконечно большое время. Поэтому целе­сообразно ограничиваться величиной (0,9—0,95) т]аТат-

В табл. 6 в качестве примера приведены наибольшие величины АТа нагрева передних амортизаторов автомобиля «Москвич-403» при испытании в различных дорожных условиях [испытания про­водились Автомобильным заводом Ленинского комсомола (АЗЛК,

Разность температуры нагрева амортизаторов «Москвич-403» н температуры окружающего воздуха

Дорожное покрытие и параметры

Точки измерения температуры

1

2

3

4

Асфальт 1’а = 90 км/ч, Б = 40 км:

Тв = 10 °С

20—30

24

18—20

15

Тв = —19° С

8—18

17

9—17

7

Булыжное va = бОкм/ч:

Б = 20 Км; Тв — — 27° С

85

72—83

64—76

50

5 = 40 км; Тв =

82

73—77

68—73

45

= —15° С 5 = 60 км:

Тв= 10° С

82

64—72

60—68

45

Тв = 27° С

86

69—84

74

51

Примечание.

Абсолютная

Температура нагрева Т =

+ г,.

Разность температур ДГ

При Т. = 10

И Т„ = —19° С на дороге с асфальтовым

Покрытием может быть объяснена «блокировкой* подвески вследствие увеличения сопротивления амортизаторов и уменьшения поэтому величины х.

Бывшего МЗМА)]. Температуру замеряли в нижней части штока (точка 1), в манжете штока (точка 2), на наружной поверхности резервуара (точка 3) и на нижней проушине (точка 4).

Из таблицы видно, что в тяжелых дорожных условиях темпе­ратура Та в наиболее горячих точках может достигать 100° С и более в течение 15—20 мин. Это связано с тем, что колебания на дороге с булыжным покрытием совершаются преимущественно с высокой частотой и скорости х2 часто превышают скорости х20 и л:21, так как возрастает «удельный вес» зарезонансных частот колебаний.

На величину ДТа шах большое влияние оказывает обдув амор­тизатора воздухом. При открытой установке амортизаторов в под­веске снижение ДТашах очень существенно; поэтому в странах с умеренным климатом и развитой дорожной сетью используются амортизаторы меньшей размерности, чем принято в отечественном автомобилестроении. На рис. 64 даны общая зависимость снижения температуры нагрева амортизатора от скорости обдува воздухом и минимальные коэффициенты теплопередачи от амортизатора

В воздух (по результатам испытаний МАДИ—МКЗ). Необходимо заметить, что температура рабочей жидкости и внутренних дета­лей амортизатора всегда больше температуры окр>жающей среды. Это вызывает при резком усилении колебаний появление значи­тельных внутренних температурных перепадов Тк — Тр, способ­ствующих нарушению нормального рабочего процесса аморти­затора.

В заключение определим весьма важный параметр — величину повышения давления воздуха в резервуаре при нагреве. Обозна­чим начальные объемы: воздуха

 

%

 

Рго

 

Рго

 

0,

Где % =

подпись: где % =15-^0,30 для большинства телескопических

Ужо

Амортизаторов.

Отсюда при АТ о =

Комментарии запрещены.