Scientific journal
Modern problems of science and education
ISSN 2070-7428
"Перечень" ВАК
ИФ РИНЦ = 0,940

SHOCK RESISTANCE COMPRESSION AS A FACTOR OF INFLUENCE ON ENERGY COSTS WHEN THE VEHICLE OVERCOMING OBSTACLES THRESHOLD

Evtyukov S.S. 1
1 Saint-Petersburg State University of Architecture and Civil Engineering
This article discusses one of the component factors of energy consumption to overcome obstacles car threshold (curb- fencing) in determining the speed of vehicles after an accident on the basis of the law of conservation of energy. This factor is associated with the energy compression of the shock absorber wheel contact with the threshold. The studies were performed on the example of twin-tube hydraulic shock absorbers VAZ 2101 ... 07, on the basis of the test center of St. Petersburg factory shock absorber «Plaza» with attorneys established order stands. According to the results of bench tests damper build business chart coordinates «piston stroke → drag force on the rebound (compression)» , as well as the characteristics of the shock absorber resistance in coordinates «Vp- Fotb,cx». The data obtained were determined resistance characteristics of energy consumption shocks on the compression stroke. The proposed technique allows for an analytical study on the energy costs of suspension on the compression stroke to its breakdown.
shock absorber stiffness
shock absorber
the kinetic energy
the car´s suspension
car

Анализ многочисленных экспертных задач по реконструкции ДТП показывает, что при определении параметров скорости АТС, участвующих в ДТП, расчётным методом, основанным на использовании законов сохранения энергии и количества движения, возникают проблемы с расчётом энергетических затрат на преодоление пороговых препятствий на путях разлёта АТС после столкновения [1]. Наиболее представительным видом порогового препятствия является бордюрное ограждение дороги, имеющее высоту до 200 мм [2].

При его преодолении с большой вероятностью происходит пробой подвески легковых автомобилей. При этом часть кинетической энергии поступательного движения автомобиля тратится на деформацию пружин подвески и преодоление сил сопротивления перемещению штоков амортизаторов на ходе сжатия в пределах динамического хода подвески.

Определение в этом случае энергетических затрат на сжатие пружин может быть проведено по зависимости:

, (1)

где: Fст, Fдин - усилия сопротивления сжатию пружины при её деформации в пределах статического (Δст) и полного (Δстдин) ходов сжатия, Н; Δдин - динамический ход сжатия пружины, Н.

При линейной упругой характеристике пружины при известных её жесткости величинах статического и динамического ходов расчёт Апр не вызывает затруднений. Необходимые исходные данные берутся из технической справочной литературы [3].

Энергетические затраты на сжатие амортизатора подобным образом определить невозможно.

Примем известной величину перемещения штока амортизатора Δам, определяемую известным значением динамического хода пружины и кинематикой связи упругих и демпфирующих элементов подвески. В частном случае, при размещении амортизатора соосно с пружиной подвески Δам равенΔдин.

Усилие сопротивления амортизатора сжатию Fсж, в отличие от пружины, пропорционально не ходу сжатия, а скорости сжатия:

, (2)

где: kа - коэффициент сопротивления амортизатора, кН·с/м; Vnп - скорость поршня амортизатора, равная в телескопических амортизаторах скорости перемещения штока, м/с; n - показатель степени, определяемый режимом работы n≈1,0, а именно в таком режиме работает амортизатор при пробое подвески.

Значение kа имеется в технической литературе [4]. Значения же скорости Vnп при рабочем ходе амортизатора изменяются от 0 до Vmsx с последующим снижением вновь до 0 в точке остановки штока. Учитывая неопределенность закона изменения Vп для различных ходов и скоростей поршня использование зависимости (2) для расчёта затрат энергии на сжатие амортизатора проблематично.

Предлагается такой расчёт проводить на основе подходов, используемых для определения энергоемкости амортизаторов [5]. При этом по результатам стендовых испытаний амортизатора строится рабочая диаграмма в координатах «ход поршня SП → усилие сопротивления на отбое (сжатии) Fотб, сж» при различных заданных скоростях поршня VП (рис.1а,2а), а также характеристика сопротивления амортизатора в координатах «VП - Fотб, сж» (рис.1б, 2б).

Рис. 1а. Рабочая характеристика двухтрубного переднего гидравлического амортизатора семейства ВАЗ 2101…07

Рис. 1б. Характеристика сопротивления двухтрубного переднего гидравлического амортизатора семейства ВАЗ 2101…07

Рис. 2а. Рабочая характеристика двухтрубного заднего гидравлического амортизатора семейства ВАЗ 2101…07

 

Рис. 2б. Характеристика сопротивления двухтрубного заднего гидравлического амортизатора семейства ВАЗ 2101…07

Характеристики сопротивления, построенные по экспериментальным данным рабочих диаграмм, используются для определения энергоёмкости амортизаторов Аам на ходе сжатия. Для этого участки характеристик на ходе сжатия и отбоя аппроксимируются прямыми линиями. Это допущение позволяет интегрировать характеристику сопротивления амортизатора за время 0,5Т площадью фигур, образуемых линией характеристик и осью абсцисс. При этом Т – период одного цикла гармонических колебаний поршня амортизатора, с.

Выполняемая амортизатором работа определяется выражением:

, (3)

где: Sсж и Sотб – площади фигур характеристики сопротивления на сжатии и отбое соответственно, м2 (рис.1б).

Значение Т определяется из выражения для расчёта максимальной скорости поршня

, (4)

где: Sп – ход поршня, м; Н – частота колебания поршня, Гц.

С учётом и зависимости (4) период колебаний поршня определялся по формуле:

, (5)

Для определения энергоемкости амортизатора только на ходе сжатия с учётом (5) зависимость (4) трансформируется к виду:

, (6)

При этом Sп соответствует максимальному ходу штока при сжатии подвески, а Vmsx принимается равным 0,9м/с, что соответствует скорости штока при пробое подвески. Учитывая вид характеристики гидравлического амортизатора на ходе сжатия, близкий к линейному, величина Sсж может быть рассчитана по справочным данным в «Технических условиях» на амортизатор, где приводятся значения Fсж в клапанном режиме при скорости примерно 0,4м/с.

Рассчитанные по представленной методике значения Аам для ходов сжатия по испытанным амортизаторам представлены в таблице

Таблица

Энергоёмкость амортизаторов на ходе сжатия

№№

Вид амортизатора семейства ВАЗ-2101…07

Sсж, Н·м/с

Sп, м

Vп max, м/с

Аам, Дж

1

гидравлический двухтрубный передней подвески

245,3

0,09

0,9

38,5

2

гидравлический двухтрубный задний подвески

327,2

0,15

0,9

85,6

На рис. 3 и 4 представлена кинематическая схема испытательного стенда, на котором проводились исследовательские испытания, и его общий вид в момент испытаний. В соответствии с результатами метрологической оценки испытаний при построении рабочих диаграмм по каждой контрольной точке производилась не менее четырех измерений, а на график наносилось их среднеарифметическое значение.

стенд.jpg

Рис.3. Кинематическая схема амортизаторного стенда «Miletto»

1 – шкала установки хода; 2 – маховик; 3 – ползун; 4 – салазки; 5 – самописец; 6 – торсион; 7 – рычаг измерителя; 8 – шток амортизатора; 9 – цилиндр амортизатора;

10 – установочная плита; 11 – шатун; 12 – электродвигатель; 13 – редуктор;

14 – кривошип; 15 – эксцентрик; 16 –регулировочный паз.

IMG_1946.jpg

Рис.4. Двухтрубный гидравлический амортизатор (передней подвески семейства ВАЗ 2101…07) на стенде «Miletto» в момент испытаний

Таким образом, предлагаемая методика позволяет с достаточной для инженерных расчётов точностью проводить аналитическое определение энергетических затрат на деформацию подвески на ходе сжатия до её пробоя.

Рецензенты:

Ложкин В.Н., д.т.н., профессор, кафедра «Пожарная, аварийно-спасательная техника и автомобильное хозяйство», Санкт-Петербургский университет государственной противопожарной службы МЧС России, г. Санкт-Петербург.

Максимов С.Е., д.т.н., профессор, генеральный директор «Научно производственной компании “НТМТ”», г. Гатчина.