Октябрь 2021
Пн Вт Ср Чт Пт Сб Вс
 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.