Дядченко М.Г., Котиев Г.О., Сарач Е.Б. - Конструкция и расчет подвесок БГМ (1037720), страница 4
Текст из файла (страница 4)
1.10. Пневмогидравлический амортизатор ГМ-569:3БА1Б1 — шток с поршнем; 2 — гидроцилиндр; 3 — клапан прямого хода; 4 — клапан обратного хода; 5 — клапан; 6 — пневмоцилиндр;7 — поршень-разделительЖA192020Рис. 1.11. Рычажно-лопастной амортизатор Т-72:1 — рычаг; 2 — перегородка; 3 — крышка; 4 — корпус; 5 — лопасть; Г — компенсационная камера; Д, Е — рабочие камерыРезьбовые отверстия с торца торсиона выполнены для установки съемника.
На наружномконце торсиона танка Т-62 имеется цилиндрический участок для размещения роликоподшипника, являющегося наружной опорой балансира.Стержень торсионного вала обычно обмотан изоляционной лентой, предохраняющей егоот повреждения.1.8. Амортизаторы (демпферы)В подавляющем большинстве подвесок современных отечественных БГМ в качестведемпфирующего элемента используются телескопические амортизаторы (рис.
1.9 и 1.10).Исключение составляет танк Т-72 с рычажно-лопастным амортизатором (рис. 1.11), а такжеранее выпускаемые машины: Т-62 с рычажно-лопастным и ПТ-76 с рычажно-поршневымамортизаторами.Амортизаторы различных машин имеют свои конструктивные особенности, но независимо от этого в их конструкции можно выделить ряд одинаковых элементов.Любой амортизатор имеет две полости, которые во время работы амортизатора обмениваются между собой рабочей жидкостью. Эти полости обычно отделены друг от друга дроссельной системой амортизатора.Также в амортизаторе имеется компенсационная камера, в которую при тепловом расширении перетекает рабочая жидкость. Если амортизатор телескопический, то в компенсационную камеру попадает также жидкость, вытесняемая штоком.
Компенсационная камера можетиметь связь с атмосферой или быть газонаполненной, тогда в ней будет находиться устройство, отделяющее газ от жидкости (поршень-разделитель или мембрана).В дроссельной системе амортизаторов можно выделить основные и дополнительные отверстия, а также предохранительные клапаны. Основные отверстия работают как на прямом,так и на обратном ходе подвески. Дополнительные отверстия работают только на прямомходе подвески и обеспечивают более пологую характеристику прямого хода амортизатора посравнению с обратным ходом. Такие отверстия пропускают жидкость только в одну сторону(закрыты клапанами). В некоторых конструкциях демпферов все дроссельные отверстия закрыты клапанами и работают либо на прямом, либо на обратном ходе подвески.
Предохранительные клапаны служат для ограничения силы сопротивления амортизатора на прямомходе при больших скоростях движения подвески. Эти клапаны обычно оборудованы устройствами, предотвращающими их осцилляцию во время работы.Амортизаторы БГМ являются высоконагруженными элементами ходовой части. В них ввиде теплоты выделяется большое количество энергии. Поэтому корпуса амортизаторов современных гусеничных машин либо имеют ребра охлаждения (Т-80), либо контактируют смассивным бортом машины (Т-72).
В последнее время на БГМ находят широкое применениеамортизаторы с жидкостной системой охлаждения (ГМ-569).212. ПОЛУЧЕНИЕ УПРУГОЙ И ДЕМПФИРУЮЩЕЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОДВЕСКИ2.1. Выбор жесткости упругих элементов подвескиЖесткость упругих элементов найдем исходя из рекомендуемых значений периода продольно-угловых колебаний корпуса Tϕ, который, для нормального самочувствия экипажа,должен находиться в диапазоне 0,5…1,8 с [1, 2]:Tϕ = 2πIYn2∑ c li =12i i,где IY — момент инерции корпуса относительно поперечной оси, проходящей через центрмасс; ci — жесткость рессоры i-й подвески; li — продольная координата i-й подвески относительно центра масс корпуса; n — число опорных катков по борту.Положим, что жесткости всех подвесок равны и определяются согласно выражениюc = ci =2π2 IY2ϕTn∑li =12i.Момент инерции подрессоренного корпуса определим по эмпирической формулеIY = α кGп2(0, 06βоб L2корп + H корп),gгде αк — коэффициент влияния масс корпуса, лежит в диапазоне 0,5…1,0, возрастая с массоймашины; Gп — вес подрессоренного корпуса, составляет 92…94 % от полного веса машины;βоб — коэффициент распределения масс оборудования: от 1,06 при установке оборудования смалой массой до 1,15 при установке массивного оборудования, удаленного от центра массмашины; Lкорп и Hкорп — длина и высота корпуса машины соответственно.Предельным допускаемым значениям периода продольно-угловых колебаний соответствуют максимальное cmax и минимальное cmin значения жесткости подвески вблизи статического хода.Статическая нагрузка на один каток:Pст =Gп + ΔPг.2nЗдесь ΔPг — составляющая силы статического натяжения гусеницы, воздействующей накрайние катки,ΔPг = Pг (sin αнк + sin αвк),где αнк и αвк — угол наклона ветвей гусеницы у направляющего и ведущего колес соответственно.22LтdтRбMстLтf динHgmOdf полнb0H клgстR окbстbmPстdтfстsghгусабРис.
2.1. К расчету торсионной подвески:а — расчетная схема; б — схема закрутки торсионного валаСтатическое угловое положение балансира (рис. 2.1, а) определим по формуле⎛ H кл + H − hгус − Rок ⎞βст = arccos ⎜⎟,Rб⎝⎠где Hкл — высота клиринса гусеничной машины; Н — расстояние от оси торсиона до днищамашины, принимаем Н = 0,1…0,2 м; hгус — толщина гусеницы; Rок — радиус опорного катка;Rб — радиус балансира.2.2.
Определение диаметра торсионаПоскольку для гусеничных машин принципиально важен как можно больший динамический ход катка, а статический ход имеет второстепенное значение, определим диаметр торсионного вала, при котором обеспечивается максимум динамического хода катка. Для этогоисследуем динамический ход fдин независимой торсионной подвески, как функцию диаметраторсиона dт, на максимум.Из рис. 2.1, а получим геометрические соотношения:f дин = Rб (cos βст − cos βm ) ,(1)Rб cos βст = H + H кл − Rок − hгус .(2)Согласно рис.
2.1, б, запишем уравнение связи между углом закрутки торсионного вала γи углом сдвига в торсионном вале δ, полагая, что дуга s является общей для этих углов:γ = β − β0 = δ2Lт,dт23где Lт — длина рабочей части торсионного вала (обычно сопоставима с шириной корпусагусеничной машины).Применяя закон Гука для случая кручения стержня круглого сечения и полагая, что примаксимальном угле поворота балансира (β = βm) напряжения равны максимальным допускаемым касательным напряжениям в торсионе [τ]max = 1100…1600 МПа, получаем:δm =[τ]max;Gβm − β0 =2[τ]max Lт,Gd т(3)где G — модуль упругости второго рода материала торсиона (G = 8,3⋅104 МПа).Рассмотрев статическое положение опорного катка и записав уравнение равновесия моментов относительно точки О (см.
рис. 2.1, а), получим:Pст Rб sin βст = M ст =GI рLт(βст − β0 ),где Ip — полярный момент инерции сечения. В нашем случае I р =Тогда выражение для β0 примет видβ0 = −πd т4.32Pст Rб sin βст Lт+ βст .GI р(4)Подставив выражения (3) и (4) в (1), запишем функцию fдин(dт), пригодную для дальнейших исследований:⎛ 2[τ]max LтP R sin β L+ βст − ст б 4 ст тfдин = Rб cos βст − Rб cos ⎜G πd т / 32⎝ Gd т⎞⎟,⎠(5)где выражение в скобках есть βm.Поскольку βст определяется геометрией подвески, в выражении (5) будем считать βстконстантой.Для исследования fдин(dт) на максимум определим экстремумы, для этого производную∂f дин∂d тприравняем нулю:⎛ 2[τ]max Lт 4 Pст Rб sin βст Lт ⎞∂fдин= Rб sin βm ⎜ −+⎟ = 0.∂d тGd т2Gπd т5 / 32 ⎠⎝Поскольку в реальных конструкциях sin βm не может быть равен нулю, приравниваем нулю выражение в скобках, откуда d тext будет равенd тext =364 Pст Rб sin βст,π[τ]maxУсловие максимума функции fдин(dт) примет вид24(6)∂ 2 fдин(∂d т )2< 0 при d т = d тext :2∂ 2 f дин⎛ 2[τ]max Lт 4 Pст Rб sin βст Lт ⎞⎛ 4[τ]max Lт 20 Pст Rб sin βст Lт= Rб cos βm ⎜ −+−⎟ + Rб sin βm ⎜ +225(∂d т )Gd тG πd т / 32 ⎠Gd т3G πd т6 / 32⎝⎝⎞⎟.⎠При d т = d тext получим∂ 2 fдин⎛ 4[τ]max Lт 20 Pст Rб sin βст Lт ⎞=Rsinβ+−⎜⎟.бmext3ext 6(∂d т )2GdGπd/32тт⎝⎠Поскольку sin βm в существующих конструкциях всегда больше нуля, для случая максимума функции fдин(dт) выражение в скобках должно быть меньше нуля.
Отсюдаd тext <160 Pст Rб sin βст.π[τ]max3(7)С учетом (6) выражение (7) истинно. В этой связи для обеспечения максимума динамического хода диаметр торсиона должен определяться по формулеd тдин =364 Pст Rб sin βст.π [ τ]max(8)Как видно, данная формула включает в себя величины, учитывающие все основные параметры подвески: нагрузку на каток (Pст), кинематические характеристики (Rб и βст), а также свойства материала торсиона ([τ]max).
Однако в ней никак не учитываются ограничения,накладываемые на жесткость подвески допустимыми значениями периода продольноугловых колебаний. Чтобы учесть эти ограничения, найдем связь между жесткостью подвески в области статического хода и диаметром торсиона.Известно, что жесткость упругого элемента c есть производная силы по перемещению∂P. Ход и сила определяются по формулам(по ходу)∂ff = Rб (cos β0 − cos β);P=GI pLт(β − β0 )1.Rб sin β(9)Найдем их производные по углу β:∂f = Rб sin β∂β;∂P =GI р (sin β − (β − β0 ) cos β)∂β.Lт Rбsin 2 βОтсюда жесткость равнаc=∂P GI р (sin β − (β − β0 ) cos β)=.Lтsin 3 βRб2∂fВ области статического хода, когда P = Pст, β = βст, жесткость подвески будет определяться по формулеc=GI р (sin βст − (βст − β0 ) cos βст ).Lтsin 3 βст Rб225Разделив данное выражение на две дроби, с учетом выражения (9) для силы Рст получим:c=GI р1P cos βст− ст 2.2Lт sin βст Rб sin βст Rб2Подставив выражение для полярного момента инерции сечения торсиона, окончательнозапишем уравнение зависимости диаметра торсиона от жесткости подвески в области статического хода:dт =432[cRб2 sin 2 βст + Pст Rб cos βст ]Lт.πG(10)Теперь, зная диапазон допустимых жесткостей подвески в области статического хода (взависимости от рекомендуемых значений периода продольно-угловых колебаний корпусаTϕ), можно определить максимальное и минимальное значения диаметра торсионного вала.Если ранее найденное значение диаметра торсиона d тдин не попадает в отрезок[d тmin ; d тmax ] , для дальнейших расчетов следует принять диаметр торсиона равным ближайше-му к d тдин из двух значений d тmin и d тmax .2.3.
Построение упругой характеристики подвескиОпределив диаметр торсиона, получим остальные параметры кинематики подвески (см.рис. 2.1, а).Максимальный угол закрутки торсиона:γm =2[τ]max Lт.Gd тУгол закрутки торсиона в статическом положении:γ ст =32 Pст Rб sin βст Lт.πd т4GУгловое положение балансира при нулевой закрутке торсиона (установочный угол):β0 = βст – γст.Если угол β0 оказывается меньше 20°, в конструкции подвески необходимо предусмотретьограничитель обратного хода. Угол β′0 установки такого ограничителя выбирают из конструктивных соображений в диапазоне 20…30°. Именно от положения балансира β′0 в таком случаеотсчитывают ход катка. Сила на катке при нулевом ходе будет отличной от нуля.Угловое положение балансира при максимальной закрутке торсиона (угол установки отбойника):βm = β0 + γm.Статический ход подвески находят по формулеfст = Rб (cos β0 − cos βст ).Если используется ограничитель обратного хода катка, для нахождения статического хода применяют формулуfст = Rб (cos β′0 − cos βст ).26Полный ход опорного катка:fполн = Rб [cos β0 − cos(β0 + γ m )].Если используется значение β′0 , то полный ход катка определяют по формулеfполн = Rб [cos β′0 − cos(β0 + γ m )].Динамический ход:fдин = fполн – fст.При этом в случае, если Rб > Rок, необходимо проверять, чтобы fдин < Нкл, иначе машинабудет, не выбрав полного хода подвески, получать удары днищем о грунт.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
