сотрудник
Москва, г. Москва и Московская область, Россия
аспирант
Москва, г. Москва и Московская область, Россия
сотрудник
Москва, г. Москва и Московская область, Россия
Цель исследования состоит в создании математической модели силовой характеристики гасителей колебаний на основе вязкого трения, в том числе, эластомерных. Для этого в работе решены следующие задачи: проанализированы существующие подходы к математическому моделированию гидравлических гасителей колебаний, предложена математическая модель на основе уравнений гидравлики (формула Вейсбаха), произведена проверка разработанной математической модели и сравнение результатов с результатами, полученными на основе существующего подхода. Методы исследования: уравнение течения жидкости через отверстия с гидравлическим сопротивлением; принцип Даламбера для составления уравнения колебаний вагона; метод Эйлера для численного интегрирования дифференциального уравнения. Новизна работы состоит в том, что предложена математическая модель силовой характеристики гасителей колебаний с вязким трением, основанные на квадратичной зависимости реакции от скорости деформации. Результаты состоят в исследовании колебаний вагона на основе традиционного и предложенного подходов. Предложенные математические модели могут быть использованы для разработки гасителей колебаний с улучшенными характеристиками при проектировании пассажирских вагонов.
гаситель колебаний, пассажирский вагон, ходовые части, вязкое трение, гидравлическое сопротивление, математическая модель, эластомерный гаситель колебаний
Введение
Рассматривается силовая характеристика гасителей колебаний пассажирских вагонов с целью разработки адекватной математической модели.
В настоящее время гидравлические гасители колебаний на основе вязкого трения получили повсеместное распространение. Особенности сил вязкого трения позволяют осуществлять гашение колебаний наиболее эффективным путем. Принципиальное отличие сил вязкого трения от сухого состоит в прямой зависимости силы трения от скорости. Применение подобных гасителей колебаний на пассажирских вагонах обеспечивает высокие динамические качества тележек. Вместе с тем, важная задача связана с дальнейшим повышением эффективности гасителей, что возможно на основе экспериментальных и теоретических исследований.
Кроме рационального выбора параметров гидравлических гасителей, необходимо отметить появление принципиально нового подхода, который нашел применение в современных поглощающих аппаратах автосцепки. Это подход связан с применением эластомера в качестве рабочего тела аппарата.
Настоящее исследование направлено на создание математической модели силовой характеристики гасителей колебаний на основе вязкого трения, в том числе, эластомерных.
Материалы, модели и методы
В литературе известны многочисленные описания математической модели гидравлических гасителей, например [1-5]. Математическая модель силовой характеристики приводится и в нормативной документации, например [6-7].
Общепринятый подход предполагает линейную зависимость реакции гасителя от скорости деформации, например: «Сила сопротивления гидравлических гасителей колебаний пропорциональна скорости перемещения поршня» [5].
(1)
где R – сила сопротивления (далее – реакция); ν – скорость перемещения поршня (скорость деформации гасителя); β - параметр сопротивления (коэффициент сопротивления, коэффициент вязкого трения).
В настоящем исследовании предлагается подойти к моделированию силовой характеристики на основе уравнений гидравлики.
Как известно, сила трения в гидравлическом гасителе колебаний обусловлена перетеканием жидкости через отверстия, что сопровождается гидравлическим сопротивлением (падением напора). В соответствии с формулой Вейсбаха [8-11], потеря напора при движении жидкости через местное сопротивление пропорциональна квадрату средней скорости движение жидкости:
, (2)
где – потеря напора; ξ – коэффициент местного сопротивления (безразмерный), который зависит от формы препятствия на пути потока жидкости.
Для конструкции гидравлического гасителя колебаний потеря напора представляет собой разность давлений жидкости до и после препятствия (поршня). А разность давлений, в свою очередь, пропорциональна внешней силе, действующей на гаситель. Таким образом, предлагается математическая модель гидравлического гасителя колебаний (далее – «квадратичная модель») в следующем виде:
(3)
где sign – функция знака.
Следует отметить, что данная математическая модель также упоминается в литературе, например, в работах [1, 3-5], однако она не нашла широкого применения, хотя и имеет более адекватный физический смысл, так как основана на уравнениях гидравлики, описывающих движение жидкости в аппарате. Причину этого можно увидеть в том, что квадратичная зависимость реакции от скорости деформации значительно затрудняет интегрирование дифференциальных уравнений движения элементов вагона, а также анализ системы уравнений, так как решение обычно не удаётся получить явном виде.
Предложенная математическая модель (3) может быть также распространена и на эластомерные гасители колебаний, если дополнительно учесть особенности работы эластомера. В эластомерных гасителях эластомер, во-первых, создает силы вязкого трения при протекании его через отверстия между камерами прибора. Во-вторых, эластомер обладает объёмный упругостью, то есть дополнительно к силе вязкого трения развивает упругую силу. Наконец, в-третьих, в эластомерных демпферах присутствует и сила сухого трения, обычно постоянная по модулю. Исходя из сказанного, в случае эластомерного гасителя колебаний можно использовать следующую формулу [12]:
, (4)
где – деформация рессорного подвешивания;
– начальная затяжка в гасителе; с – суммарная жесткость рессорного подвешивания с гасителем колебаний; Fтр – сила сухого трения.
С применением предложенной математической модели (3) гидравлического гасителя колебаний моделировались колебания подпрыгивания пассажирского вагона. Упрощенная расчетная схема части вагона, приходящейся на один гаситель колебаний, приведена на рис. 1.
На рисунке, помимо ранее определенных величин, обозначено перемещение z, которое выступает в качестве неизвестной переменной в дифференциальном уравнении колебаний.
Обозначена также неровность пути, которая задает внешнее периодическое воздействие по формуле:
, (5)
где – амплитуда неровности;
– круговая частота неровности.
|
z |
|
m |
|
c |
|
b |
|
h |
Рис. 1. Расчетная схема для моделирования колебаний
подпрыгивания пассажирского вагона
Fig. 1. Calculation scheme for modeling the bouncing
vibrations of a passenger car
Дифференциальное уравнение колебаний составим в виде основного уравнения динамики:
. (6)
Преобразуем формулу (6) с учетом (5):
. (7)
Начальные условия можно принять следующими:
. (8)
Интегрирование дифференциального уравнения (7) с начальными условиями (8) производилось методом Эйлера, который в данном случае обеспечил достаточно хорошую сходимость (при шаге интегрирования 0,001 с).
Дифференциальное уравнение, составленное на основе «традиционной» математической модели (3) (далее – «линейная модель»), имеет вид:
. (9)
Результаты
С целью проверки предложенной математической модели был выполнен расчет тестового варианта работы гидравлического гасителя, для которого в литературе имелись экспериментальные данные по силовой характеристике [5].
Расчет выполнятся при следующих исходных данных:
– жесткость одного рессорного комплекта (центральная ступень) c = 3,3 кН/м;
– колеблющаяся масса m = 12200 кг; кг/м;
– амплитуда неровности = 0,07 м;
– круговая частота неровности = 3,37 рад/с.
Принятые исходные данные позволили получить результаты, соответствующие экспериментальным данным, приведенным в работе [5], а именно: полный ход поршня гасителя – 0,05 м; амплитуда скорости деформации – 0,075 м/с; максимальное значение реакции порядка 9 кН.
Результаты расчета приведены на рис. 2 красной линией. Черной линией показаны экспериментальные данные.
Рис. 2. Силовые характеристики гидравлического гасителя колебаний
поданнымэкспериментаирасчетов
Fig. 2. Power characteristics of hydraulic vibration dampener according
to experimental data and calculations
Был также рассчитан аналогичный вариант с применением линейной модели. Начальные условия имели тот же вид (8), а исходные данные были подобраны для получения соответствия результатов экспериментальным данным: кг/с;
= 0,086 м;
= 3 Рад/с. Результаты расчета по линейной модели приведены на рис. 2 синим цветом.
Обсуждение результатов
Следует отметить, что анализируемый вариант имеет слишком узкий диапазон деформаций (от 0 до 0,05 м), это объясняется наличием в литературных источниках экспериментальных данных именно по этому варианту. Моделирование режимов, приближенных к эксплуатационным, требует дальнейших исследований.
Из приведенных графиков видно, что как линейная, так и квадратичная модели в целом удовлетворительно описывают процесс силовую характеристику гасителя колебаний. Расхождения с экспериментом расчетных данных, полученных по обеим моделям, можно объяснить следующим:
– погрешностями самого эксперимента, в частности, наличием дополнительных искривлений на кривые отдачи (нижняя ветвь, черный цвет);
– недостаточно точным подбором параметров расчетной схемы при расчетах;
– погрешностями результата при применении метода Эйлера;
– неучетом особенностей работы испытательной установки.
Из графиков также можно заключить, что применение традиционной методики с линейной зависимостью силы вносит определенное искажение в характер изменения реакции, которое особенно заметно в граничных положениях поршня. Как следствие, авторы часто предлагают использовать переменный коэффициент вязкого трения, то есть зависимость самого коэффициента трения от скорости, что позволяет получать более адекватные результаты на основе традиционного подхода.
Предлагаемая же в настоящей работе математическая модель с квадратичной зависимостью от скорости обеспечивает получение адекватных результатов с постоянным коэффициентом вязкого трения.
Наиболее обобщенный показатель работы гидравлического гасителя, характеризующий его эффективность, - это величина поглощаемой энергии (работы сил вязкого трения). На силовой характеристике ее можно определить, как площадь фигуры под кривыми сжатия и отдачи. В таблице приведены результаты сравнения значений поглощаемой энергии, полученных по расчетным и экспериментальным данным.
Таблица
Сравнение значений поглощаемой энергии Э, кДж
по расчетным и экспериментальным данным
|
Фаза работы |
Эксперимент |
Квадратичная модель (3) |
Линейная модель (1) |
||
|
Э, кДж |
Э, кДж |
Расхождение, % |
Э, кДж |
Расхождение, % |
|
|
Сжатие |
0,317 |
0,314 |
0,8 |
0,345 |
8,9 |
|
Отдача |
0,346 |
0,327 |
5,6 |
0,360 |
4,0 |
|
Всего |
0,663 |
0,641 |
3,3 |
0,705 |
6,4 |
Приведенные результаты показывают, что квадратичная модель имеет меньшее расхождение (почти в два раза) с экспериментом. Это можно объяснить более точным соответствием характеру изменения реакции в граничных точках. Линейная же модель дает несколько завышенные значения энергии, что видно из графика на рис. 2.
Заключение
- Предложены математические модели силовой характеристики гасителей колебаний на основе сил вязкого трения. Модели основаны на квадратичной зависимости реакции от скорости деформации, что вытекает из уравнений гидравлики.
- Достоверность предложенной математической модели для гидравлического гасителя колебаний подтверждена путем сравнения результатов с экспериментальными данными из литературных источников. Выявлено удовлетворительное соответствие результатов. Относительное расхождение по величине поглощаемой энергии составило 3,3 %, по максимальному значению реакции – 6,6 %.
- Традиционная, «линейная» модель гидравлического гасителя вносит искажения в характер силовой характеристики, особенно выраженные в граничных точках. Это заставляет расчетчиков при применении «линейной» модели вводить переменный коэффициент вязкого трения.
- Предложена математическая модель работы гасителя колебаний на основе эластомера, который предлагается внедрить в конструкцию ходовых частей пассажирских вагонов.
- Предложенные математические модели могут быть использованы для разработки гасителей колебаний с улучшенными характеристиками при проектировании пассажирских вагонов.
1. Вершинский С.А., Данилов В.Н., Хусидов В.Д. Динамика вагонов. М.: Транспорт, 1991. 360 с.
2. Челноков И.И. Гидравлические гасители колебаний пассажирских вагонов. М.: Транспорт, 1975. 73с.
3. Блохин Е.П., Манашкин Л.А. Динамика поезда (нестационарные продольные колебания). М.: Транспорт, 1982. 222 с.
4. Козлов М.В. Оценка основных динамических характеристик вагона при возможных отказах гасителей раздельного гашения колебаний: специальность 05.22.07 «Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и электрификация»: автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук / Козлов Максим Владимирович; «Московский государственный университет путей сообщения» (МИИТ). М., 2006. 23 с.: ил. Библиогр.: с. 22. Место защиты: «Московский государственный университет путей сообщения» (МИИТ). Текст: непосредственный.
5. Боряк К.Ф., Манзарук М.А. Оценка работы испытательного стенда игк-90.1 и анализ результатов испытаний гидравлических гасителей колебаний / Техническая диагностика и неразрушающий контроль, №2. Одесса, 2013. С. 23-28.
6. Руководство по техническому обслуживанию и ремонту гидравлических и фрикционных гасителей колебаний пассажирских вагонов. Утв. Советом по железнодорожному транспорту государств - участников Содружества. Протокол от «21-22» октября 2014 г. № 61. 179 с.
7. Нормы для расчета и проектирования вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных). - М.: ГосНИИВ-ВНИИЖТ, 1996 г., 317с.
8. Чугаев Р.Р. Гидравлика (Техническая механика жидкости). Л.: Энергоиздат. Ленинградское отделение, 1982. 672 с.
9. Справочник по гидравлическим расчетам / Под ред. Киселева П.Г. М.: Энергия, 1972. 312 с.
10. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика. М.: Машиностроение, 1971. 672 с.
11. Вильнер Я.М., Ковалев Я.Т., Некрасов Б.Б. Справочное пособие по гидравлике, гидромеханике и гидроприводам. Под ред. Б.Б. Некрасова. Минск: "Вышешшая школа", 1976. 416 с.
12. Андриянов С.С. Нагруженность элементов специализированных вагонов, оборудованных амортизаторами повышенной энергоемкости: специальность 05.22.07 «Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и электрификация»: автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук / Андриянов Сергей Сергеевич; «Московский государственный университет путей сообщения» (МИИТ). М., 2006. 24 с.: ил. Библиогр.: с. 23-24. Место защиты: «Московский государственный университет путей сообщения» (МИИТ). Текст: непосредственный.
