Публикация научных статей.
Вход на сайт
E-mail:
Пароль:
Запомнить
Регистрация/
Забыли пароль?
https://wos-scopus.com
Научные направления
Поделиться:
Статья опубликована в №33 (май) 2016
Разделы: Техника
Размещена 15.05.2016. Последняя правка: 26.05.2016.

ГИДРОДИНАМИКА СЖИМАЕМОЙ ЖИДКОСТИ ЭЛАСТОМЕРНОГО АМОРТИЗАТОРА УДАРА.

Феоктистов Игорь Борисович

кандидат технических наук

пенсионер Всероссийского научно-исследователького института жележнодорожного транспорта

заведующий лабороторией

Аннотация:
В статье представлено детальное описание гидродинамики сжимаемой жидкости эластомерного амортизатора удара на основании анализа результатов испытания эластомерных поглоща­ющих аппаратов железнодорожных вагонов. Определены параметры гидродинамических процессов в амортизаторе при его ударном сжатии. Получены уравнения баланса мощности и расчетные формулы для определения расхода жидкости.


Abstract:
This article presents the detailed description of the hydrodynamics of the compressible fluid of the elastomeric shock absorber based on the analysis of the test results of the elastomeric draft gears of railway cars. The parameters of hydrodynamic processes in the absorber during its shock compression were defined. The equation of the power’s balance and formulas for calculating the flow rate were obtained.


Ключевые слова:
гидродинамика; сжимаемая жидкость; эластомерный амортизатор; результаты испытаний; по­глощающий аппарат; ударное сжатие; баланс мощности; расход жидкости.

Keywords:
hydrodynamic; compressible fluid; elastomer shock absorber; test results; draft gears; shock compression; power balance; flow rate.


УДК  532.5.032:629.4.028.86   

ВВЕДЕНИЕ

Эластомерные амортизаторы удара, благодаря уникальным техническим характери­стикам и эксплуатационным показателям, нашли практическое применение на железнодо­рожном транспорте в ударопоглощающих устройствах грузовых вагонов – поглощающих аппаратах автосцепного устройства и буферах. Применяемые в эластомерных амортизаторах высокомолекулярные полисилоксановые композиции высокой вязкости, которые известны под условным техническим названием "эластомеры",  обладают существенной объемной сжимаемо­стью, и для расчета систем, в которых они используются, требуется разработка новых
теоре­тических методов и расчетных формул на основе исследования и анализа гидродинамиче­ских процессов в реальных конструкциях амортизаторов.
С целью исследования гидродинамических процессов и разработки на основании та­кого  исследования методов расчета силовой характеристики эластомерных амортизаторов  при их ударном сжатии,  выполнена детальная обработка результатов сотен опытов ста­тических и динамических испытаний образцов амортизаторов (поглощающих аппаратов), используемых в автосцепом устройстве грузовых вагонов РЖД.
В эластомерном амортизаторе (рис. 1) элементом гидравлического сопротивления яв­ляется калиброванный кольцевой зазор 6 между поршнем 5 и внутренней поверхностью ра­бочего цилиндра 4. При сжатии амортизатора силой Fl  при скорости сжатия Vsl происходит перетекание высоковязкого эластомера из камеры 7 ("B")  в камеру 3 ("A") рабочего цилиндра через калиброванный кольцевой канал и поглоще­ние энергии удара. За счет перемещения штока 1 происходит объемное сжатие эластомера в рабочем цилиндре 4, которое обеспечивает восстановление амортизатора при снижении внешней силы.   

Главные эксплуатационные показатели амортизатора удара формируются и проявляются на этапе его ударного сжатия. В реальных конструкциях поглощающих аппаратов грузовых      ва­гонов величина кольцевого зазора составляет 0,25…0,4 мм. Скорость потока рабочей жидко­сти в калиброванном кольцевом канале (6) достигает сотен метров в секунду. Продолжи­тельность этапа сжатия при испытании аппаратов на ударной машине (копре) составляет  0,025 - 0,035 с,   в процессе соударении вагонов – 0,08 - 0,10 с. Поэтому дискретизация ана­логовой записи динамических процессов ударного сжатия  при проведении испытаний со­ставляла 2-3 КГц. На рисунке представлена запись процесса сжатия эластомерного аппарата АПЭ-120-И при соударении вагонов со скоростью 14,3 км/ч.

Выполненный на основе экспериментальных исследований анализ баланса энергии и мощности процессов, происходящих внутри эластомерного амортизатора при его ударном сжатии, позволяет определить величины и закономерности изменения сил гидравлического сопротивления дросселирующих элементов амортизатора, определяющих его силовые  харак­теристики и эксплуатационные показатели.
Рис_2_рамка.png

Некоторые исходные положения анализа базируются па исследованиях реологических и деформационно-прочностных характеристик опытных образцов эластомерного материала, выполненных по нашей заявке к.т.н. Лавыгиным И. А. (ГНИИХТЭОС) [5, стр. 10-13]. Следует отметить два важных факта, существенных с точки зрения гидродинамики эластомера, как рабочей жидкости. В условиях проведения исследований – атмосферном давлении и температуре 30°C – динамическая вязкость эластомера при всех условиях составляет не менее 1000 Па*с и то, что при градиенте 15 с-1 на границе контакта исследуемого образца с поверхностью измерительного конуса прибора происходит отрыв образца от измерительного конуса.

Высокий уровень вязкости показывает, что при любых мыслимых скоростях потока (200-300 м/с) число Рейнольдса в узком кольцевом канале эластомерного амортизатора не превышает значенияRe 0,32. Это доказывает, что в любых режимах поток в канале имеет ламинарный характер. Скорости жидкости в сечении ламинарного потока распределены по закону квадратной параболы. Расчет показывает, что даже при минимальных скоростях сжатия амортизатора градиент скорости на границе потока достигает значения 800 с -1, что неотвратимо свидетельствует об отрыве потока от стенки кольцевого канала.
Необходимо иметь ввиду, что зависимость вязкости жидкости от давления имеет экспоненциальный характер. а минимальные (зарядные) давления в эластомерных амортизаторах составляют 20 – 30 МПа. Это повышает надежность выводов о ламинарном характере потока в кольцевом канале и отрыве потока от стенок канала.

 УПРУГИЕ ХАРАКТЕРИСТКИ ЭЛАСТОМЕРНОГО МАТЕРИАЛА

Физическим показателем, определяющим сжимаемость рабочей жидкости, применяемой в мортизаторе (эластомера) и энергию упругой деформации этой жидкости, является модуль объемной упругости рабочей жидкости Btp [1]:

01форм-1.png

где –  BtpVmp – модуль упругости и объем элемента  жидкости при давлении p.

Величина модуля упругости является линейной функцией статического давления жидкости, что подтверждено испытаниями [3]:

02форм-2.png

где   B0 и kB  – свободный член и постоянный коэффициент линейного уравнения регрессии.

Объем сжимаемой жидкостиVmp и ее плотность Rop при давлении p равны [4]

03форм-3.png

04форм-4.png

где – Vmе0 и Ro0 – объём и плотность элемента жидкости при атмосферном давлении.

Удельная (отнесенная к единице массы рабочей жидкости!) энергия упругой дефор­мации материала eu определяется выражением [5, стр. 22]

05форм-5.png

В результате интегрирования, принимая во внимание (1), (3) получим

 06форм-6-рам.png

Учитывая, что удельная энергия статического давления ep в жидкости равна

 07форм-7.png

полная    удельная    потенциальная    энергия    рабочей   жидкости eup   в  камерах рабочего цилиндра в процессе сжатия амортизатора будет равна сумме удельной энергии упругой    де­формации euи удельной энергии статического давления ep  в каждой из камер

08форм-8.png

Были обработаны, подвергнуты  математическому анализу результаты опытов,  полученных в ходе испытаний эластомерных поглощающих аппаратов. При анализе исполь­зованы типовые алгоритмы  [2] и математический инструментарий программы EXCEL.

ГИДРОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СЖАТИЯ АМОРТИЗАТОРА

При анализе экспериментальных данных первичные записи силы сопротивления и хода сжатия поглощающего аппарата позволяют получить исходные показатели для детального анализа гидродинамических процессов в эластомерном амортизаторе при его ударном сжатии.

Запись хода определяет положение штока и поршня в любой момент протекания процесса и в любой точке его дискретизации. А это в свою очередь определяет объемы всех полостей рабочего цилиндра – камер "A" – VmA"B" -- VmB  и кольцевого канала Vmz.

Поскольку масса эластомера в рабочем цилиндре MeC всегда остается постоянной, можем записать уравнение постоянства массы:09форм-9.png

где  MeA, MeB, Mez – масса рабочей жидкости в соответствующих полостях рабочего цилиндра.

Представив каждый элемент в правой части уравнения (9) в форме произведения объема каждой камеры на плотность рабочей жидкости при действующем в камере давлении, с учетом выражения (4), приведем уравнение постоянства массы к виду:

10форм10.png

В последнем уравнении известны объемы, характеристики эластомера (kB, B0, Ro0). Масса эластомера в рабочем цилиндре MeC  известна априори по конструктивным размерам цилиндра и сопряженных с ним деталей (штока, поршня и др.) и плотности эластомера   RoC    при заданном при сборке и заправке аппарата давлении puC0 в рабочем цилиндре. Выражение (10) содержит лишь две неизвестных – давления в камерах  pA, pB.

Запись силы позволяет, принимая во внимание известные силы сопротивления в узлах уплотнения штока и предусмотренных в конструкции дополнительных силовых и упругих элементов, найти силу гидравлического сопротивления эластомерного амортизатора, которая однозначно определяется в каждой точке дискретизации процесса сжатия.

Расчетное (теоретическое) значение силы гидравлического сопротивления аппарата Fht определяется выражением

11форм11.png

Совместное решение уравнений (10), (11) в каждой точке дискретизации записи процесса ударного сжатия амортизатора позволяет для каждой точки найти давления в камерах "A", "B" .

В результате дальнейшей обработки в каждом опыте для каждой точки дискретизации процесса сжатия амортизатора, определены основные показатели его гидравлической системы, изменение которых в функции времени приведены на рисунке 3. Опре­делены также и более обобщенные показатели такие, как мощность и энергия основных процессов протекающих в гидросистеме, расход жидкости через кольцевой канал и его гидравлическое сопротивление.

Рис_3_рам.png

Кроме того, были определены характеристики потока жидкости непосредственно при входе в калиброванный канал и выходе из него (рис. 3). Эти показатели – статическое давление жид­кости в потоке pBj при его формировании в процессе истечения из камеры "B"  и средняя скорость потока жидкости VsjB – определялись путем решения уравнения, отражающего    за­кон сохранения энергии с учетом (6), (7) и выражения удельной кинетической энергии ekBj:

12форм-12.png

где epB и epBj – удельная энергия статического давление в камере "B" и в потоке жидкости 

                            при входе ее из камеры "B" в канал;

       euB и euBj – удельная энергия упругости в камере и в потоке жидкости при входе ее из

                             камеры "B" в канал.

Удельная кинетическая энергия жидкости в потоке –

13форм-13.png

Средняя скорость жидкости в потоке при его входе в калиброванный канал определя­ется выражением

14форм-14.png

где Qm  – мгновенное значение массового расхода рабочей жидкости через канал;

      Szz – площадь сечения калиброванного канала;

      RoBj – плотность жидкости при статическом давлении в потоке.

Статическое давление жидкости в потоке pAj при его истечении из кольцевого канала в камеру "A"  и средняя скорость потока жидкости VsjAопределяются аналогичными        выра­жениями

15форм-15.png

 

16форм-16.png

В процессе обработки учитывалась и радиальная деформация цилиндра под действием давления. Необходимость учета деформации цилиндра обусловлена в первую очередь ее влиянием на параметры кольцевого канала. При повышении давления в рабочем цилиндре увеличивается величина зазора и площадь сечения кольцевого канала, а, следовательно, и его гидравлические параметры. В случае максимальных нагрузок зазор увеличивается в 1, 5 раза. 

Рассмотрим баланс мощности процессов, протекающих в рабочей жидкости гидравлической системе эластомерного амортизатора при его ударном сжатии.

Мощность, которая передается гидросистеме действующей на амортизатор внешней силой в про­цессе его сжатия WAhl, определяется выражением

17форм-17.png

где Fhl  –  часть внешней силы сжатия, преодолевающая силу гидравлического  

             сопротивления амортизатора, внешняя сила сжатия, действующая на гидравлическую

             систему амортизатора;

          Vsl  –     скорость деформации амортизатора при его ударном сжатии.

Эта мощность вводится в рабочую жидкость (гидравлическую систему) извне и затра­чивается на изменение объема сжимаемой рабочей жидкости в камерах   "Aи  "Bрабочего цилиндра и на преодоление потоком рабочей жидкости гидравлического сопротивления калиброванного кольцевого канала.

Потенциальная упругая энергия в камерах рабочего цилиндра, сопротивление которой приходится преодолевать при сжатии амортизатора, равна

18форм-18.png

 

19форм-19.png

где EeuAEeuB  суммарная потенциальная энергия упругой деформации рабочей жидкости в камерах  "Aи  "B"  рабочего цилиндра, объем которых равен  VmAVmB;   

       VmAVmBRopARopB – объемы камер "Aи "B" и плотность жидкости в этих камерах.

Дифференцируя выражения  (15), (16) по времени, находим расчетные выражения для определения значения мгновенной мощности WeuA, WeuB, расходуемой на изменение  давле­ния в каждой из камер рабочего цилиндра в  данной точке дискретизации процесса сжатия

20форм-20.png

 

21форм-21.png

где SCASCB – эффективная площадь рабочего цилиндра (за вычетом площади штока) в каждой камере;

       Vs1 – мгновенное значение скорости поршня в данной точке дискретизации Vs1=Vsl.

 Или, принимая во внимание (8) ,можем представить последние выражения в более краткой форме:



 

 

23форм-23.png
где eupAeupB  – удельная потенциальная энергия в камерах "Aи "B" соответственно.

Наибольшая доля мощности внешней силы расходуется на выполнение главной функции амортизатора – поглощение энергии удара. Это происходит за счёт гидравлических потерь энергии при  протекании рабочей жидкости через кольцевой канал. Удельные потери энергии wr (Дж/кг) при протекании жидкости через кольцевой канал, то есть, гидравлическое сопротивление канала, равно разности суммарной удельной потенциальной энергии рабочей жидкости в камерах "Aи " B",

или, с учетом выражения (8),

Анализ экспериментальных данных показал, что гидравлическое сопротивление ли­нейно зависит от разности давления Delp между камерами рабочего цилиндра. Коэффици­енты линейного уравнения, практически, не зависят от начальной скорости сжатия.

Затраты мощности на преодоление гидравлического сопротивления потоком жидко­сти кольцевого канала Wwr определяются  выражением


Попытка проверки баланса мощности в гидравлической системе  и рабочей жидкости показала, что затраты мощности превосходят мощность действующей силы.

Очевидно, суммарная мощность, которая расходуется гидросистемой на преодоление потоком жидкости гидравлического сопротивления и изменение давления в рабочих камерах (WwrWeuAWeuB) должна равняться мощности внешней силы WAhl в каждой точке дискретизации процесса. Оказалось, что в действительности затраты мощности стабильно превышают мощность внешней силы на 1,2 – 1.3 %. Это свидетельствует о существовании в системе источника энергии, мощность которого покрывает дефицит мощности внешней силы. Исходя из того, что гидравлическое сопротивление в кольцевом канале возникает в результате действия силы трения на поверхности потока при его прохождении через канал, видимо, доля тепловой энергии, возникающей в результате работы этих сил, передаётся жидкости и увеличивает введенную в систему мощность. Эту энергию можно назвать термодинамической компонентой (ТДК), а мощность её WTDC  должна быть функционально связана с мощностью гидравлических потерь Wwr. 

Рис_4_рам.png

 

На рисунке 4 представлены определённые по результатам ударных испытаний графики зависимости мощности ТДК WTDC от мощности гидравлических потерь Wwr при различных скоростях соударения вагонов. Как видно из рисунка, мощность ТДК WTDC прямо пропорциональна мощности гидравлических потерь Wwr и коэффициент линейного уравнения регрессии не зависит от скорости сжатия амортизатора – графики всех опытов практически совпадают и лежит на одной прямойДля наглядности сопоставления на графике приведена также линия, отражающая мощность внешней силы WAhl.

С учётом мощности термодинамической составляющей уравнение баланса будет иметь вид

27форм-27.png

Необходимо отметить высокую стабильность коэффициента пропорциональности линейного уравнения зависимости мощности термодинамической составляющей от мощности гидравлических потерь в кольцевом канале. Эта зависимость можно представить в виде

28форм-28.png

где  KTDC – коэффициент термодинамической составляющей.

Данные, представленные на рисунке 4, были получены при существенной разности температур. В начале испытаний, в соответствии с погодными условиями температура корпуса аппарата была не выше 0°C. В процессе испытаний соударения вагонов производились большими сериями с минимальными интервалами между ударами, ограниченных лишь технологией работы ударного стенда-горки. В конце заключительного цикла температура корпуса нагревалась до температуры 50—60°C. Эти данные доказывают, что коэффициент термодинамической составляющей является устойчивой характеристикой конкретной конструкции и рабочей жидкости (эластомера). В этом случае уравнение (27) может быть записано в виде

29фом-29.png

Изменение составляющих уравнения (27) в процессе сжатия поглощающего аппарата в одном из опытов (оп. 34) испытания эластомерных аппаратов при соударении вагонов представлено на рис. 5.

Рис-5-рам.png

Как видно из рисунка 4, мощность внешней силы, которая передаётся гидросистеме и рабочей жидкости в процессе сжатия амортизатора, может достигать максимального значения  3 МДж/с или 3 МВт. На кратковременное действие такой мощности должны быть рассчитаны элементы внутренней конструкции рабочего цилиндра амортизатора.

Важнейшим показателем гидродинамического процесса является расход рабочей жидкости при наличии элемента гидравлического сопротивления, в данном случае, кольцевого калиброванного канала малого сечения. В процессе обработки экспериментальных данных определены реальные мгновенные значения массового расхода рабочей жидкостиQmp в точках дискретизации. Они определены по изменению массы эластомера в камере "B" (см. рис. 3).

Уравнение баланса мощности (27), (29) позволяет получить формулу теоретической зависимости массового расхода жидкости.

Подставив в уравнение (29) значения входящих в его состав переменных в соответствии с формулами (17), (11), (22), (23) и (26), принимая во внимание (24) соотношение между эффективной площадью цилиндра и поршня

30форм-29-1.png

где   Szz – площадь сечения калиброванного кольцевого канала,

после элементарных преобразований имеем формулу расчета теоретического значения расхода Qmt

31форм-30.png

 

Рис-6-рамка.png

Как видно из рисунка 6, расчетные (теоретические) значения расхода практически совпадают с экспериментальными как при скорости соударения вагонов 4,7 км/ч (опыт 07), так и при скорости 14,3 км/ч (опыт 70).

Близость расчетных и экспериментальных данных в данном случае определена следующими факторами. Во-первых, это точность заранее и достоверно определенных упругих характеристик рабочей жидкости, которые использовались как при обработке, так и при расчетном определении гидравлического сопротивления wr и расхода рабочей жидкости через кольцевой калиброванный канал Qmt. Но знание упругих характеристик сжимаемой рабочей жидкости является необходимым условием анализа гидродинамических процессов при испытании и эксплуатации эластомерных амортизаторов, так же как и необходимым условием их расчета. Всякая попытка анализа работы или расчета амортизатора без знания упругих характеристик рабочей жидкости является, говоря юридическим языком, "попыткой с негодными средствами".

Необходимо, чтобы каждая партия поставки эластомера контролировалась по показателю сжимаемости. Величина этого показателя должна регламентироваться заводскими техническими условиями изготовителя (или заказчика) в качестве приемо-сдаточной характеристики. Методика исследования сжимаемости приведена в  [3]. Наиболее простым способом контроля и нормирования сжимаемости – построение кривой упругой объемной деформации с указанием величины допустимых отклонений от нормативной. Такая кривая может быть построена путем сжатия эластомера в специально изготовленном боксе небольшого объема или непосредственно в корпусе амортизатора (поглощающего аппарата). Важным условием обеспечения точности такого исследования является использование штока с поршнем уменьшенного диаметра, обеспечивающего увеличение в 10—20 раз конструктивного зазора амортизатора. Особенно ценно такой "измерительный", испытательный поршень без обратных клапанов использовать при разработке новой конструкции аппароата. Это позволит при статическом обжатии не только получить доставерную линию упругой деформации эластомера, но даст достоверную оценку силы трения в направляющих буксах и уплотнениях штока в зависимости от давления в рабочем цилиндре. Определение коэффициентов линейного уравнения (2),  необходимого для аналитического анализа и расчета амортизатора, по линии упругой деформации приведено в работе [5, стр. 24]. В версии EXCEL 2010 для решения этой задачи используется опция "поиск решения".

Полученное в ходе аналитических исследований значение KTDC=1,467274E-02, по-видимому, может быть рекомендовано как ориентировочное. Эта величина является функцией теплотехнических характеристик эластомера – его теплоемкости и теплопроводности. Поскольку сжимаемые эластомерные композиции формируются на базе одного класса соединений – высокомолекулярных кремнийорганических каучуков – их теплотехнические характеристики не должны существенно отличаться от исследованного образца. Для уточнения значения KTDC достаточно провести обработку одного опыта ударного сжатия с регистрацией силы и деформации амортизатора по изложенной выше методике.

Библиографический список:

1. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов Б.Б. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных вузов. Машиностроение. 1982 г. с.37-117.
2. Справочник по алгоритмам и программам на языке Бейсик для персональных ЭВМ. Автор: Дьяконов В. П. "Наука", 1989 г., стр. 240
3. Феоктистов И. Б., Степанов А. Н. "Упругие характеристики эластомерного мате­риала для поглощающих аппаратов автосцепного устройства"; Вестник ВНИИЖТ. 2003, № 5. С. 20...23.
4. Феоктистов И. Б. "Теория эластомерного амортизатора". "Вестник инженеров-электромехаников железнодорожного транспорта", № 1, 2003. Раздел 1. "Энерго- и ресурсосберегающие технологии". Стр. 43-47. Самара, 2003 г.
5. Феоктистов И.Б. "Теория эластомерного амортизатора и методика исследова­ния эластомерного материала". Российское Авторское Общество. Свидетель­ство о депонировании № 10330 от 05 июля 2006 года, 49 стр.




Рецензии:

18.05.2016, 19:22 Лобанов Игорь Евгеньевич
Рецензия: Тема актуальна. Приведены результаты теоретического анализа и экспериментальный материал. Статья может быть рекомендована к публикации.



Комментарии пользователей:

Оставить комментарий


 
 

Вверх