УДК 629.4.028.86
ИССЛЕДОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ФРИКЦИОННО-ЭЛАСТОМЕРНОГО АМОРТИЗАТОРА УДАРА И РАСЧЁТ НАПРЯЖЁННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ ЕГО УЗЛОВ
Представлена конструкция нового фрикционного амортизатора удара. Разработана уточнённая математическая модель. Приведены результаты расчетов характеристик амортизатора удара. Приведены результаты расчётов напряженно-деформированного состояния (НДС) и экспериментальных исследований ответственных узлов.
Ключевые слова: автосцепка, фрикционно-эластомерный амортизатор удара, упругий распорный узел, математическая модель, напряженно-деформированное состояние, экспериментальные исследования.
Обеспечение защиты конструкций подвижного состава, его оборудования и перевозимых грузов от воздействия продольных сил, которые существуют как при маневровых соударениях, так и при различных режимах движения поезда, является основной задачей различных средств продольной амортизации вагонов [1]. К ним относятся поглощающие аппараты автосцепки подвижного состава (амортизаторы удара).
С целью улучшения эксплуатационных характеристик фрикционных поглощающих аппаратов на кафедре «ДПМ» БГТУ была разработана и защищена патентом [2] конструкция фрикционно-эластомерного поглощающего аппарата с упругим распорным узлом (рис. 1).
Фрикционно-эластомерный поглощающий аппарат с упругим распорным узлом содержит полый четырехгранный корпус открытого типа 1, в котором расположены распорный узел, подвижные пластины 2, оправка 12, коробчатая пластина 11, опирающаяся на подпорно-возвратное устройство (ПВУ), включающее в себя цилиндр 7, шток 8 и запорную крышку 9 с уплотнениями 10. Распорный узел, как и подпорно-возвратное устройство, выполнен в виде цилиндра 3, внутри которого размещен шток 4. Цилиндр закрывает запорная крышка 5, в которой располагаются уплотнения 6. Рабочие камеры цилиндров 3 и 7 заполнены объёмно сжимаемой композицией 13.
Поглощающий аппарат работает следующим образом. Под действием усилия, передаваемого от автосцепки оправке 12 и подвижным пластинам 2 через упорную плиту 14, они перемещается, приводя в движение коробчатую пластину 11 и цилиндр 7 подпорно-возвратного устройства. Перемещаясь по наклонным стенкам корпуса навстречу друг другу, подвижные пластины включают в работу распорный узел. При этом объёмно сжимаемая композиция 13 в цилиндре 3 за счёт уменьшения общего объема камер А и Б сжимается, а также продавливается из камеры А в камеру Б через кольцевой зазор между цилиндром 3 и штоком 4 и через калиброванные отверстия в штоке 4, создавая распорное усилие между подвижными фрикционными пластинами и корпусом. Распорное усилие складывается из статической и динамической составляющих. Статическая составляющая обеспечивается начальным давлением объемно сжатого эластомера и последующим ростом давления за счет уменьшения суммарного объема рабочих камер цилиндра. Динамическая составляющая обусловлена сопротивлением перетекания эластомера из камеры сжатия в камеру расширения через кольцевой зазор и дроссельные отверстия в поршне и зависит от вязкости эластомера и скорости относительного перемещения штока и цилиндра распорного устройства. Для обеспечения герметичности камер упругого распорного узла использованы шевронные уплотнения из морозостойких и полимерных материалов (полиамида, полипропилена, графелона). По мере внедрения штока 4 в цилиндр 3 сила прижатия фрикционных подвижных пластин к корпусу увеличивается. Увеличивается и сила трения между подвижными фрикционными пластинами и стенками корпуса. После прекращения действия силы удара фрикционные подвижные пластины выталкиваются в первоначальное положение коробчатой пластиной, к которой приложена сила от подпорно-возвратного устройства. Эта сила возникает за счёт того, что объёмно сжимаемая композиция 13 в цилиндре 7 из-за уменьшения общего объема камер В и Г сжимается, а также продавливается из камеры В в камеру Г через кольцевой зазор между цилиндром 7 и штоком 8 и через калиброванные отверстия в штоке 8. Под действием усилия, передаваемого от автосцепки оправке и подвижным пластинам, и подпорного усилия со стороны подпорно-возвратного устройства создается давление на основных поверхностях трения поглощающего аппарата. При их взаимном перемещении происходит поглощение энергии удара [2].
С целью повышения эффективности, стабильности и надежности работы поглощающего аппарата подпорно-возвратное устройство и распорный узел аппарата выполнены в виде амортизаторов эластомерного типа. Подпорно-возвратное устройство указанного типа имеет высокую квазистатическую энергоемкость, превышающую энергоемкость комплекта полимерных элементов, которые применяются в аппаратах ПМКП-110 и РТ-120; распорный узел указанного типа позволяет увеличить коэффициент трения на главных поверхностях трения (между подвижными фрикционными пластинами и стенками корпуса). Обеспечивается повышенная эффективность, надежность и стабильность работы поглощающего аппарата в различных динамических режимах эксплуатации вагона. Конструктивный ход аппарата составляет 120 мм.
В ходе исследований аппарата были осуществлены прочностные расчёты наиболее ответственных узлов, подверженных предельно высоким нагрузкам. К таким узлам относятся распорный узел и ПВУ, выполненные в виде амортизаторов эластомерного типа. Меньшие габаритные размеры распорного узла и меньшее количество объёмно сжимаемой композиции в его цилиндре при схожих режимах эксплуатации позволяют утверждать, что распорный узел имеет более опасные условия нагружения.
Расчет напряженно-деформированного состояния (НДС) цилиндра и крышки распорного узла осуществлялся с помощью МКЭ. Создание конечноэлементной модели и обработка полученных результатов расчетов проводились в современных инженерных пакетах.
С учетом симметрии цилиндра и крышки, а также симметрии связей и приложенной внешней нагрузки для расчетов была использована осесимметричная конечно-элементная модель. Для проведения расчетов МКЭ использовалась совместная расчетная схема цилиндра и крышки распорного узла (рис. 2).
Внутренние поверхности цилиндра и крышки нагружены равномерно распределенным давлением 290 МПа. Это максимальное давление, возникающее в камерах цилиндра распорного блока при полном ходе аппарата и статической нагрузке, значение которой было получено в ходе экспериментальных исследований аппарата ПМКЭ-110.
Кинематические граничные условия учитывались закреплением части опорной поверхности цилиндра в направлении оси симметрии. Расчеты НДС при условно-упругом деформировании проводились с использованием конечного элемента типа Axisymmetric. Данный конечный элемент представляет собой кольцеобразный элемент с треугольным или четырехугольным сечением и предназначен для моделирования осесимметричных объемных тел с осесимметричными закреплениями и нагрузками.
При расчетах были приняты следующие параметры материала (сталь 40ХС после закалки и отпуска): модуль упругости Е = 210000 МПа, коэффициент Пуассона m = 0,3, предел текучести sT = 1080 МПа.
Под воздействием внутреннего давления происходит деформирование цилиндра и крышки распорного узла. В результате этого изменяется площадь поверхности контакта цилиндра и подвижной фрикционной пластины аппарата. Для того чтобы установить величину влияния площади контактной поверхности на уровень напряжений в цилиндре и крышке, были проведены расчеты при различных площадях опирания цилиндра на пластину. Наибольшее влияние площадь закрепления оказывает на уровень напряжений в зоне радиусного перехода цилиндра (рис. 3).
Для правильной оценки уровня напряжений в данной зоне необходимо было определить действительную площадь поверхности контакта цилиндра и фрикционной пластины. Это можно сделать двумя способами: решить контактную задачу; полностью закрепить опорную поверхность цилиндра и постепенно отбрасывать лишние закрепления до тех пор, пока направления реакций опор не примут значения одного знака. Использовался второй способ, так как для его реализации не нужно создавать новую расчетную модель и решать более сложную и ресурсоемкую контактную задачу. По итогам расчетов была определена площадь поверхности контакта S, которая составила » 175 мм2. Дальнейший расчет НДС цилиндра с крышкой при закреплении опорной поверхности по найденной площади показал, что наибольшие напряжения возникают в радиусном переходе цилиндра и радиусном переходе выточки крышки. Поэтому исследования были направлены на снижение уровня напряжений в этих зонах.
Для снижения уровня напряжений в зоне выточки крышки варьировалась величина ее радиусного перехода. Увеличение радиусного перехода с 3 до 18 мм позволило снизить эквивалентные напряжения в 2,6 раза. Уровень напряжений при rв = 18 мм составляет 1060 МПа, что соответствует упругой области диаграммы деформирования при sT = 1080 МПа.
Для снижения уровня напряжений в зоне радиусного перехода цилиндра варьировалась величина данного перехода. Результаты расчётов показали, что увеличение радиуса скругления цилиндра на 2 мм позволило снизить уровень условно-упругих эквивалентных напряжений до 2162 МПа. Это на 230 МПа меньше, чем при радиусе rц = 10 мм. Дальнейшее увеличение радиуса скругления не проводилось во избежание необходимости изменения конструкции других элементов аппарата.
Для проведения расчетов НДС при упругопластическом деформировании была переработана конечноэлементная модель цилиндра с крышкой. При создании новой модели использовались 6- и 8-узловые КЭ типа Solid. Необходимо знать зависимость между напряжениями и деформациями для всего процесса деформирования. Эти зависимости получают экспериментально или путем аппроксимации реальных диаграмм деформирования. Использовалась степенная аппроксимация диаграммы деформирования в виде
где m - характеристика упрочнения материала в упругопластической области (0 £ m £ 1).
Для стали 40ХС с термообработкой в виде закалки и отпуска предел текучести sT = 1080 МПа, предел прочности sв = 1230 МПа, относительное сужение yк = 0,4. Кинематические и силовые граничные условия были приняты такие же, как и при решении упругой задачи, но дополнительно добавлены закрепления боковых поверхностей сектора в тангенциальном направлении для учета осевой симметрии. Максимальные напряжения в радиусном переходе цилиндра при степенной аппроксимации диаграммы деформирования достигли уровня 1204 МПа.
Для нормального функционирования поглощающего аппарата необходимо, чтобы цилиндр распорного узла мог свободно перемещаться в оправке. Поэтому между оправкой и цилиндром должен быть обеспечен зазор. В ходе упругопластического расчета было выявлено, что максимальные радиальные перемещения внешней стенки цилиндра наблюдаются в средней его части и составляют 0,135 мм. В связи с этим был рекомендован радиальный зазор между цилиндром и оправкой не менее 0,2 мм.
Расчет НДС штока распорного узла осуществлялся также с помощью МКЭ. С учетом симметрии штока, а также симметрии связей и приложенной внешней нагрузки для расчетов была использована осесимметричная конечноэлементная модель.
При перетекании эластомера через кольцевой зазор и дроссельные отверстия поршня в камерах цилиндра возникает разность давлений. Поэтому расчеты НДС проводились с использованием двух расчетных схем: при установившемся давлении в камерах цилиндра; при разности давлений в камерах цилиндра (рис. 4).
Сначала было исследовано НДС штока при установившемся давлении в камерах цилиндра. Максимальные напряжения возникли в области опорной поверхности, а в остальной части штока уровень напряжений был крайне мал. Поэтому данный расчетный случай не представлял особого интереса с точки зрения оценки прочности.
Далее выполнялись расчеты при наличии разности давлений в камерах цилиндра. В связи с тем что на данный момент не имеется никаких экспериментальных и теоретических данных о распределении давлений в камерах распорного узла, было принято решение задаться разностью давлений Dq = 10 МПа. Наибольший уровень эквивалентных напряжений возникает в радиусном переходе штока и составляет 548 МПа. Для снижения максимальных эквивалентных напряжений варьировалась величина радиусного перехода. Полученные результаты показаны на рис. 5.
Увеличение радиуса скругления штока на 2 мм позволило снизить уровень эквивалентных напряжений на 90 МПа при разнице давлений в камерах цилиндра Dq = 10 МПа. Уровень напряжений в радиусном переходе при r = 7 мм и Dq = 10 МПа составил 458 МПа. Дальнейшее увеличение радиусного перехода не проводилось во избежание необходимости изменения конструкции других элементов аппарата. Также была определена разница давлений в камерах цилиндра, при которой эквивалентные (по Мизесу) напряжения в радиусном переходе штока достигнут предела текучести. Эта разность давлений составляет примерно 23,5 МПа.
В процессе проектирования для определения основных параметров поглощающего аппарата была разработана уточненная математическая модель. Для определения зависимости между силой сжатия амортизатора P и его ходом x рассматривалось равновесное положение фрикционных подвижных пластин при выработанном полном конструктивном ходе аппарата. При расчёте использовалась расчётная схема, представленная на рис. 6. При этом распорный узел выполняет распорную функцию, а также через него передается усилие сжатия аппарата на подпорно-возвратное устройство. Конструктивно это достигается за счёт отсутствия зазоров между коробчатой пластиной 11 и оправкой 12, упорной плитой 14 и оправкой 12. Таким образом, к каждой пластине прикладывается треть силы сжатия поглощающего аппарата P и треть упругой силы от ПВУ Pп. На подвижную пластину действуют следующие силы: P - сила сжатия поглощающего аппарата; Pf1 - сила трения от силы сжатия поглощающего аппарата; Pп – упругая сила от ПВУ; Pпf2- сила трения от ПВУ; Pв - распорная сила от распорного узла; N - нормальная сила на главной поверхности трения; Nf3 - сила трения от нормальной силы. f1, f2, f3 – коэффициенты трения на вспомогательных и главных поверхностях трения соответственно.
Уравнения равновесия рассматриваемой системы сил имеют вид
Распорная сила от распорного узла Рв зависит от внутреннего давления в распорном узле q1, которое, в свою очередь, зависит от объёмного сжатия эластомера, заполняющего распорный узел. По результатам исследований, проведенных в [3], была выявлена зависимость модуля объёмной упругости объёмно сжимаемой композиции от давления. Эта зависимость с достаточной точностью может быть описана функцией вида
,
где B0, k – постоянные коэффициенты, определенные на основе данных эксперимента.
Зависимость между давлением q1 в распорном узле и объёмной деформацией e может быть выражена формулой
. (1)
Объёмная деформация e определяется выражением
ε = ΔV/V,
где ΔV - изменение объёма эластомера внутри распорного узла; V - первоначальный объём рабочей камеры распорного узла.
С учётом того, что 
, 
, 
, где D – внутренний диаметр цилиндра распорного узла, dшт – диаметр штока распорного узла, l – расстояние от задней стенки распорного узла до поршня в крайнем правом положении, xшт – ход штока, определенный через ход аппарата, зависимость (1) примет окончательный вид
,
где e0 – начальная объёмная деформация эластомера, определяющая силу начальной затяжки распорного узла [4]. На рис. 7 представлен график зависимости давления в распорном узле от хода аппарата. Начальное давление в распорном узле составило 127,5 МПа, а давление при полном ходе – 287 МПа. При начальной объёмной деформации эластомера 7,7 % объёмная деформация эластомера на полном ходе аппарата достигает 15,4%. При этом в качестве эластомера использована композиция АДК, разработанная и представляющая собой кремнийорганическое соединение, обладающее высокой объемной сжимаемостью и вязкостью до 3000 Па·с, способное объёмно деформироваться до 20 % [4].
Окончательно распорная сила Рв определяется как
,
где Sшт1 – площадь поперечного сечения штока.
На рис. 8 представлена силовая характеристика распорного узла. Сила начальной затяжки распорного узла составила 0,116 МН, а максимальная сила на полном конструктивном ходе достигла 0,26 МН.
ПВУ аппарата также выполнено в виде амортизатора эластомерного типа, поэтому упругая сила Pп определяется как
,
где Sшт2 – площадь поперечного сечения штока ПВУ; q2 – внутреннее давление в ПВУ.
,
где e0 – начальная объёмная деформация эластомера, определяющая силу начальной затяжки ПВУ. На рис. 9 представлен график зависимости давления в цилиндре ПВУ от хода аппарата. Начальное давление составило 108,5 МПа, а давление при полном ходе – 289 МПа. При начальной объёмной деформации эластомера 6,2 % объёмная деформация эластомера на полном ходе аппарата достигает 13,2%.
На рис. 10 представлена силовая характеристика ПВУ. Сила начальной затяжки ПВУ составила 0,102 МН, а максимальная сила на полном конструктивном ходе достигла 0,278 МН.
Выражение для силы сжатия поглощающего аппарата P на прямом ходе имеет вид
.
На обратном ходе сила сжатия поглощающего аппарата P определяется как
.
На основании приведенных зависимостей построена силовая характеристика поглощающего аппарата (рис. 11). Энергоёмкость аппарата составила 90,2 кДж, а коэффициент полноты силовой характеристики – 0,67. Проектные характеристики аппарата соответствуют классу Т2 [5].
Проектируемый поглощающий аппарат был изготовлен согласно разработанной технической документации.
Статические испытания распорного узла и подпорно-возвратного устройства поглощающего аппарата проводились в лаборатории кафедры «ДПМ» БГТУ на прессе ПММ-250. Результаты статических испытаний ПВУ и распорного узла показаны на рис. 12 и 13 соответственно.
Сравнение экспериментальных и расчётных силовых характеристик показало, что разница между ними, как по максимальной силе, так и по ходу, не превышает 4 %.
Выводы по результатам исследований:
1) разработана эффективная конструкция фрикционно-эластомерного поглощающего аппарата с упругим распорным узлом;
2) в ходе расчёта НДС наиболее ответственных узлов выявлены зоны повышенной концентрации напряжений (радиусный переход цилиндра, радиусный переход выточки крышки);
3) в результате конструкторских изменений максимальные напряжения в зоне радиусного перехода цилиндра и радиусного перехода выточки крышки снизились до 1060 и 2162 МПа соответственно;
4) в ходе упругопластического расчёта уровень напряжений в радиусном переходе цилиндра при степенной аппроксимации диаграммы деформирования составил 1204 МПа;
5) новый амортизатор обладает высокой энергоёмкостью (90,2 кДж) и полнотой силовой характеристики (0,67) и соответствует классу Т2;
6) проведенные экспериментальные исследования позволили идентифицировать параметры математической модели проектируемого аппарата;
7) для решения вопроса о серийном выпуске требуются дальнейшие исследования, включающие оптимизацию конструкции и проведение экспериментов, связанных с ударом в неподвижный недеформированный упор.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Манашкин, колебаний и амортизаторы ударов рельсовых экипажей (математические модели): монография / , , . – Днепропетровск: АРТ-Пресс, 20с.
2. Пат. 120935 РФ, МПК B 61 G 11/12, B 61 G 11/14, F 16 F 11/00, F 16 F 9/14. Фрикционно-эластомерный поглощающий аппарат автосцепки / , , ; опубл. 10.10.12, Бюл. № 28.
3. Феоктистов, характеристики эластомерного материала для поглощающих аппаратов автосцепного устройства / , // Вестн. ВНИИЖТ. – 2003. – №5. – С. 1-2.
4. Васильев, и исследование фрикционного амортизатора удара с упругим распорным узлом/ , , // Вестн. БГТУ. – 2012. – №1. – С. 25-31.
5. ОСТ 32.175–2001. Аппараты поглощающие автосцепного устройства грузовых вагонов и локомотивов. Общие технические требования.
Материал поступил в редколлегию
