ROZWÓJ KONSTRUKCJI AMORTYZATORA CIERNEGO STOSOWANEGO W SPECJALNYCH POJAZDACH GASIENICOWYCH

Transkrypt

1 Szybkobieżne Pojazdy Gąsienicowe (25) nr 1/2010 Tadeusz MARTYNIAK ROZWÓJ KONSTRUKCJI AMORTYZATORA CIERNEGO STOSOWANEGO W SPECJALNYCH POJAZDACH GASIENICOWYCH Streszczenie: W artykule przedstawiono rozwój konstrukcji amortyzatorów ciernych jak i układu sterowania zmienną regulacją charakterystyką jego tłumienia. Opisano również autorską koncepcję półaktywnego zawieszenia pojazdów specjalnych z zastosowaniem magistrali CANbus. Słowa kluczowe: magistrala CANbus, zawieszenie półaktywne, amortyzator cierny 1. WPROWADZENIE Wysokie koszty zakupu nowych pojazdów specjalnych dla polskiej armii skutkują wzrostem zapotrzebowania na modernizację wozów bojowych, które użytkuje Wojsko Polskie. Modernizacja jest środkiem, który pozwoli zwiększyć liczbę nowoczesnych wozów bojowych w polskiej armii. Przy opracowywaniu nowych rozwiązań konstrukcyjnych należy pamiętać o unifikacji zespołów, która znacząco zmniejsza koszty modernizacji wyrobów, jak również ich serwisowania. Nieustanny postęp w dziedzinie budowy nowych jednostek napędowych i układów przeniesienia mocy sprawił, że poprawa mobilności pojazdów jest związana z efektywnością modernizacji układu stabilizacji podwozia. W związku z powyższym celowym jest poszukiwanie nowego rozwiązania konstrukcyjnego zawieszenia gąsienicowego wozu bojowego o zmiennej charakterystyce tłumienia, które mogłoby zapewnić żądane wymagania. W czołgach T-72, PT-91M, jak i w pojazdach specjalnych budowanych na tym podwoziu (maszyny inżynieryjne np. Maszyna Inżynieryjno-Drogowa MID-MON, Wóz Zabezpieczenia Technicznego WZT-3) w układzie zawieszenia są stosowane amortyzatory hydrauliczne, które: zapewniają wytłumienie drgań kadłuba i pochłanianie wstrząsów i uderzeń, zwiększają komfort jazdy, poprawiają własności trakcyjne, zapewniają celność i skupienie pocisków przy strzelaniu (dla czołgów). 2. UKŁADY ZAWIESZENIA W POJAZDACH SPECJALNYCH Układy zawieszenia pojazdów mają kluczowe znaczenie w osiąganiu przez wyrób dużych prędkości, podczas jazdy w różnych warunkach terenowych. Ze względu na dużą masę całkowitą pojazdu elementy zawieszenia poddawane są bardzo dużym obciążeniom dynamicznym. Układy zawieszenia stosowane w pojazdach gąsienicowych można podzielić na: klasyczne ze stalowymi elementami sprężystymi (resory piórowe, sprężyny śrubowe, wałki skrętne), Mgr inż. Tadeusz MARTYNIAK - Ośrodek Badawczo-Rozwojowy Urządzeń Mechanicznych OBRUM sp. z o.o., Gliwice

2 Tadeusz Martyniak hydropneumatyczne (amortyzatory, w których rolę czynnika resorującego pełni sprężany gaz, wałki skrętne), hydrauliczne (amortyzatory, w których rolę czynnika resorującego pełni sprężany olej, wałki skrętne), cierne (amortyzatory, które zapewniają zmienną regulację charakterystyki tłumienia, wałki skrętne). Układ zawieszenia bazowego czołgu PT-91 TWARDY składa się z indywidualnego zawieszenia każdego koła na wałkach skrętnych przebiegających przez całą szerokość kadłuba. Przy pierwszej, drugiej i szóstej parze kół jezdnych zamontowano amortyzatory hydrauliczne. Drugim typem czołgu będącym na uzbrojeniu Polskiej Armii jest niemiecki LEOPARD 2. Ze względu na duże gabaryty i masę zastosowano siedem par kół jezdnych, gdzie w zawieszeniu elementami sprężystymi są również wałki skrętne. Ponadto zastosowano amortyzatory cierne i hydrauliczne ograniczniki ugięcia zawieszenia. W okresie powojennym zbudowano wiele gąsienicowych pojazdów specjalnych, jednak większość z nich posiada klasyczne zawieszenie na wałkach skrętnych z hydraulicznymi bądź ciernymi amortyzatorami umieszczonymi najczęściej na dwóch pierwszych i ostatniej osi układu zawieszenia. Poniżej podano w tabelce rodzaje zawieszenia znanych pojazdów gąsienicowych. Tablica nr 1 Nazwa wyrobu T T T T Masa bojowa [kg] Rodzaj zawieszenia Amortyzatory hydrauliczne przy pierwszej i ostatniej parze kół jezdnych, wałki skrętne Amortyzatory hydrauliczne przy pierwszej, drugiej i szóstej parze kół jezdnych, wałki skrętne biegnące do połowy szerokości kadłuba Amortyzatory hydrauliczne przy pierwszej, drugiej i szóstej parze kół jezdnych, wałki skrętne Amortyzatory hydrauliczne przy pierwszej, drugiej i szóstej parze kół jezdnych, wałki skrętne Leclerc Hydropneumatyczne Leopard Leopard Amortyzatory hydrauliczne przy pierwszej, drugiej, trzeciej, szóstej i siódmej parze kół jezdnych, wałki skrętne Amortyzatory hydrauliczne przy pierwszej, drugiej, trzeciej, szóstej i siódmej parze kół jezdnych, wałki skrętne Challenger Hydropneumatyczne M1 Abrams Amortyzatory hydrauliczne przy pierwszej, drugiej i siódmej parze kół jezdnych, wałki skrętne

3 Rozwój konstrukcji amortyzatora ciernego stosowanego w specjalnych pojazdach. Nazwa wyrobu Masa bojowa [kg] Rodzaj zawieszenia Merkava MK Sprężyny śrubowe, amortyzatory hydrauliczne Stridsvagn Hydropneumatyczne Reasumując, niezależnie od rodzaju rozwiązania amortyzatora, najważniejszym zadaniem półaktywnego układu zawieszenia pojazdów (o różnych masach) jest dostosowanie jego charakterystyki do warunków jazdy. Ponadto poprzez zastosowanie zaawansowanych technologii obróbki sygnałów (magistrala CAN) docierających do modułu przetwarzającego dostarczane informacje (do sterownika), dążyć należy do maksymalizacji efektywności układów sterujących poprawnością pracy stabilizacji zawieszenia. Kluczowym zagadnieniem jest opracowanie algorytmu i wykonanie modułu funkcjonalnego układu zawieszenia oraz jego przebadanie w celu wypracowania najlepszego rozwiązania. 3. EWOLUCJA KONSTRUKCJI AMORTYZATORÓW CIERNYCH Wykonanie dokumentacji konstrukcyjnej nowych maszyn inżynieryjnych budowanych na bazie podwozia czołgu, wiązało się przede wszystkim z modyfikacją układu zawieszenia w zakresie jego blokowania podwozia (np. strzelania na postoju, praca żurawiem z obciążeniem). 3.1 Pierwsza konstrukcja amortyzatorów W związku z powyższym w wyrobie LOARA pojawiła się po raz pierwszy konstrukcja amortyzatorów ciernych: z bieżnią typu łezkowego (Rys. 1), i zespołem sprężyn talerzowych (Rys. 2). Rys. 1. Bieżnia typu łezkowego Rys. 2. Zespół sprężyn talerzowych

4 Tadeusz Martyniak Obrót dźwigni amortyzatora w zakresie kątów pracy (+70, 0, -36 ) powodował przemieszczenie sześciu kulek na bieżni układu rozpierającego, powodując zmianę zacisku pakietu tarcz ciernych Druga wersja amortyzatorów Występujące często zakleszczenia kulek na bieżni spowodowały zmianę koncepcji na zastosowanie trójkulkowego układu rozpierającego Rys. 3 (WERSJA DRUGA). Rys. 3. Trójkulkowy układ rozpierający Rys. 4. Stanowisko badawcze W trakcie badań amortyzatora ciernego na stanowisku badawczym (Rys. 4) stwierdzono: przeskakiwanie kulek do sąsiednich rowków (Rys. 5), wyraźne ślady zgniotu powierzchni pomiędzy sąsiednimi bieżniami wynikające z przeskakiwania kulek (Rys. 6), brak odblokowania dźwigni, nadmierne grzanie się korpusu, brak szczelności komory podtłokowej. Rys. 5. Przeskoczenie kulek do sąsiednich bieżni Rys. 6. Ślady zgniotu powierzchni pomiędzy

5 Rozwój konstrukcji amortyzatora ciernego stosowanego w specjalnych pojazdach Trzecia wersja amortyzatorów sąsiednimi rowkami bieżni Na podstawie negatywnych wyników badań w konstrukcji amortyzatora bieżnię typu łezkowego, zastąpiono bieżnią typu łożyskowego Rys. 7. (WERSJA TRZECIA) Rys. 7. Bieżnia typu łożyskowego Ponadto autorzy zaproponowali: wyeliminowanie zespołu sprężyn talerzowych z kompletacji docelowej wersji amortyzatora ciernego, zacisk pakietu tarcz ciernych realizować docelowo za pomocą sprężonego powietrza (nacisk na tłok). Przebadano ponownie amortyzator na stanowisku badawczym. Charakterystyka zależności siły występującej na dźwigni (moment tłumienia) amortyzatora ciernego od zadawanego ciśnienia pod tłok (podobnie jak przy blokadzie i sprawdzaniu szczelności) ma przebieg liniowy i jest powtarzalna. Wykonane badania stanowiskowe potwierdzają prawidłowość przyjętych powyższych zmian w konstrukcji amortyzatora ciernego. Następnie wykonano badania trakcyjne czołgu z zamontowanymi amortyzatorami ciernymi (przejazd po pralce Rys. 8 i po drodze szybkościowej Rys.9). Rys. 8. Przejazd po pralce

6 Tadeusz Martyniak Rys. 9. Przejazd po drodze szybkościowej W trakcie przejazdu czołgiem po pralce i drodze szybkościowej stwierdzono, że regulacja amortyzacji zawieszenia pojazdu była płynna i odczuwalna przez kierowcę. Zakres jej regulacji przeprowadzono w przedziale ciśnień 1 4 [bar] odpowiadającemu zawieszeniu miękkie do sztywne. W zakresie ciśnień od 1 do 4 bar zaobserwowano różnice w zawieszeniu podczas pokonywania pralki. Przy próbach szybkościowych czołgu nie stwierdzono luzowania się gąsienic oraz uderzeń dźwigni amortyzatorów o zderzaki. Przyjęto więc, że dla czołgu o masie 42 ton optymalna wartość ciśnienia mieści się w granicach od 1,5 do 3,5 bar co odpowiada sile na ramieniu dźwigni amortyzatora od 6 do 10 [kn]. 3.4 W związku z unifikacją amortyzatorów ciernych dla pojazdów inżynieryjnych (MID-M i WZT-4) oraz po uwzględnieniu wniosków z dotychczas przeprowadzonych badań wykonano model amortyzatora bez bieżni typu łożyskowego, ze zwiększoną ilością tarcz ciernych Rys. 10 (WERSJA CZWARTA). Rys. 10. Tuleja uzębiona ze zwiększoną ilością tarcz

7 Rozwój konstrukcji amortyzatora ciernego stosowanego w specjalnych pojazdach. Ww. amortyzator cierny przebadano na stanowisku badawczym. Zdjęto charakterystykę siły na ramieniu dźwigni amortyzatora (moment zerwania) w położeniu 0 w funkcji ciśnienia pod tłokiem. Wartości siły na ramieniu dźwigni (moment zerwania) przedstawia tabela nr 2. Tabela nr 2 Ciśnienie 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 6,0 8, blokady [bar] Siła na dźwigni (moment zerwania) [kn] 1,5 2,5 5,7 6,8 7, Ciśnienie blokady [bar] Siła na dźwigni (moment zerwania) [kn] Ciśnienie blokady [bar] Siła na dźwigni (moment zerwania) [kn] Przy ciśnieniu blokady p=40 [bar] maksymalna siła na dźwigni wynosi: F=136 [kn]. Dla przewidywanego ciśnienia blokowania siła na dźwigni osiąga wartość około 110 kn. Przewidywana wartość tej siły dla WZT-4 wynosiła 140 kn. Różnica jest konsekwencją nieliniowości charakterystyki współczynnika tarcia od nacisku. W miarę wzrostu nacisku współczynnik tarcia materiału tarcz biernych znacząco maleje. W związku z powyższym zdecydowano się na dalsze zwiększania ilości tarcz ciernych. Najprostszym sposobem było dalsze pocienienie tarcz czynnych (do 1,6 mm) i tym samym uzyskanie miejsca dla dodatkowych tarcz. Granicę takiego postępowania wyznacza wytrzymałość zęba tarczy czynnej. Przy grubości tarczy czynnej 1,6 mm nacisk na powierzchnię zęba wynosi około 80 MPa, a naprężenie ścinające 74 MPa. 3.5 Na tej podstawie podjęto decyzję o dołożeniu jednego pakietu tarcz. W związku z powyższym ilość tarcz wyniosła: czynnych 13 i biernych 14 (WERSJA PIĄTA). Dodatkowo w zmodernizowanym amortyzatorze (Rys. 11) zespół sprężyn talerzowych, został zastąpiony pierścieniem o grubości 15 mm i 24 otworami pod sprężyny osiowe (Rys. 12), których ilość będzie dobierana ze względu na masę danego wyrobu. W przypadku masy czołgu T-72M1 WILK i przyjęciu siły na ramieniu amortyzatora o wartości 8,0 kn dobrano 12 sztuk sprężyn osiowych.

8 Tadeusz Martyniak Rys. 11. Zmodyfikowany amortyzator Rys. 12. Pierścień ze sprężynami Po dołożeniu jednej pary tarcz ponownie zdjęto charakterystykę siły na ramieniu dźwigni amortyzatora (moment zerwania) w położeniu 0 w funkcji ciśnienia pod tłokiem. Wartości siły na ramieniu dźwigni (moment zerwania) przedstawia tabela nr 3. Ciśnienie blokady [bar] Siła na dźwigni (moment zerwania) [kn] Ciśnienie blokady [bar] Siła na dźwigni (moment zerwania) [kn] Tabela nr ,5 2 2, , Przy ciśnieniu blokady p=30 [bar] maksymalna siła na dźwigni wynosi: F=152 [kn] W wyniku zwiększenia ilości tarcz czynnych (13 szt.) i biernych (14 szt.), uzyskano wyższą wartość siły oporu na ramieniu dźwigni (F=152 kn) przy jednocześnie mniejszym ciśnieniu blokowania (30 bar). Badania stanowiskowe potwierdziły poprawność obliczeń siły i spełnienie tym samym wymagań przewidzianych dla wyrobu WZT-4 (140 kn). Następnie amortyzator cierny w wykonanej wersji poddano badaniom trwałościowym na 50 tys. cykli (Rys. 13) na stanowisku badawczym (Rys. 4). Każdorazowo po wykonaniu 5 tys. cykli pracy sprawdzono: zużycie tarcz poprzez pomiar wymiaru S, szczelność komory podtłokowej, działanie blokady, oraz kontrolowano w trakcie badań temperaturę obudowy amortyzatora.

9 Rozwój konstrukcji amortyzatora ciernego stosowanego w specjalnych pojazdach. Przed badaniami sprawdzono wymiar S w położeniu 0 dźwigni dla otworów: - lewego SL= 16,75 [mm], - prawego SP = 16,75 [mm]. Wyniki pomiarów przedstawia poniższa tabela Tabela nr 4 Etap badań Ilość wykonanych cykli w danym etapie (Σ50.000) S L [mm] 16,92 17,0 17,03 17,09 17,12 17,13 17,14 17,14 17,19 17,20 S P [mm] 16,87 16,97 17,00 17,04 17,07 17,08 17,11 17,13 17,15 17,16 W trakcie badań trwałościowych rejestrowano przebieg ciśnienia zasilającego silnik hydrauliczny typu Poclain 60 (napęd dźwigni) w funkcji kąta pracy (w obu kierunkach) dźwigni amortyzatora. Wyniki rejestracji przetworników CAN przedstawiają wykresy nr 1 oraz 2. Wykres nr 1. Przebieg ciśnienia zasilającego silnik hydrauliczny Wykres nr 2. Przebieg kątów pracy amortyzatora

10 Tadeusz Martyniak Rys. 13. Rejestracja zakończonego etapu cykli i przebiegów (ciśnienia i kątów) Po wykonaniu 50 tys. cykli oceniono zużycie tarcz ciernych przez pomiar wymiaru S: otworu lewego SL = 17,20-16,75 = 0,45 mm, otworu prawego SP = 17, = 0,41 mm. Średnie zużycie tarcz wynosi: (0,45mm + 0,41mm) / 2 = 0,43 mm. Ponadto po zakończeniu badań trwałościowych sprawdzono grubość wszystkich tarcz biernych z okładziną, która mieściła się od 3,1 do 3,14 mm. Maksymalna temperatura obudowy amortyzatora w trakcie badań wynosiła 107 C i miała tendencję stabilizowania się Ocena żywotności amortyzatora ciernego Zużycie pojedynczej tarczy ciernej z okładziną (do dna rowka) może wynosić co najmniej 0,8 [mm], a dopuszczalne pakietu 12 tarcz w sumie 9,6 [mm]. Przyjmując za średnie zużycie tarcz w amortyzatorze ciernym wynikające z badań trwałościowych (na 5000 cykli - 0,02 mm), daje to możliwość do wykonania liczbę cykli rzędu 2,4 miliona. Z kolei ilość cykli do wykonania do momentu wydłużenia sprężyny (bez znaczącej utraty własności tłumienia) o wymiar 2 mm, wynosi 500 tys. Po takiej ilości cykli amortyzator cierny powinien zostać regenerowany przez dołożenie podkładki dystansowej zwiększającej nacisk sprężyn. Bardzo rzadko amortyzator wykonuje cykl pracy (ugięcia i odbicia) w pełnym zakresie. W czasie jazdy po drogach jego ruchy są minimalne, jedynie przy pokonywaniu przeszkód terenowych ruch dźwigni jest znaczący. Przyjmuje się wykonanie resursu na 6 tys. km i 500 tys. cykli do remontu (przyjęto: jeden cykl jest na odcinku 12m). Mniej więcej odpowiada to przejazdowi czołgu po pralce (dźwignia nie wykonuje pełnego cyklu). Stwierdza się, że sumaryczne zużycie tarcz po 50 tys. cyklach wynosi 0,45 mm, co stanowi 0,047% zużycia całego pakietu. Ponadto po zadanych cyklach wykonano każdorazowo próbę szczelności i działania blokad amortyzatora z wynikiem pozytywnym.

11 Rozwój konstrukcji amortyzatora ciernego stosowanego w specjalnych pojazdach. W związku z pozytywnymi wynikami przeprowadzonych badań zmodyfikowanego amortyzatora ciernego, podjęto decyzję o wdrożeniu istniejącego rozwiązania do dokumentacji konstrukcyjnej bazowej maszyny inżynieryjnej WZT KONCEPCJA OPRACOWANIA ZAWIESZENIA PÓŁAKTYWNEGO Proponowane przez autorów rozwiązanie konstrukcyjne amortyzatora ciernego można zastosować jako półaktywny układ zawieszenia ze zmienną charakterystyką tłumienia w nowych pojazdach specjalnych lub modernizowanych. Obecnie w wyrobach gąsienicowych takich jak MID-M, WZT-4 stabilizacja układu zawieszenia jest realizowana poprzez zasilanie amortyzatora ciernego na drodze hydraulicznej (ręczna nastawa ciśnienia),a sterowanie trzech osi podwozia odbywa się jednocześnie. Wady takiego rozwiązania są następujące: kłopotliwe usuwanie oleju z dna podwozia w przypadku występowania nieszczelności, jak również konieczność jego uzupełnienia, brak możliwości sterowania każdej z osobna osi układu zawieszenia pojazdu, wolniejsza reakcja układu na wysterowanie systemu. Autorzy rozwiązania proponują realizację zasilania amortyzatora przeprowadzić za pomocą powietrza z układu pneumatycznego wyrobu, gdzie w przypadku nieszczelności sprężarka doładowywuje automatycznie. Zalety takiego rozwiązania są następujące: szybsza reakcja układu na wysterowanie systemu, możliwość sterowania indywidualnie lub parami osi układu zawieszenia pojazdu. System sterowania układem zawieszenia został oparty o sterownik mobilny z wyświetlaczem bazujący na magistrali CAN w systemie komunikacji. Ponadto system będzie doposażony miedzy innymi o żyroskop trójosiowy z interfejsem cyfrowym oraz o rozdzielacze pneumatyczne proporcjonalne z interfejsem CAN. System sterowania będzie systemem nadążnym z jednoczesną wizualizacją na wyświetlaczu monochromatycznym. Sygnały przyśpieszeń z żyroskopu będą zbierane i przeliczane przez jednostkę sterownika PLC. Sterownik na tej podstawie wyznaczy wartości wysterowania i wyśle je w postaci komunikatów CAN do rozdzielaczy pneumatycznych proporcjonalnych. Następnie rozdzielacze podadzą odpowiadające ciśnienie powietrza na układ płynnego docisku tarcz ciernych amortyzatora. W ten sposób zadając większe lub mniejsze ciśnienie do amortyzatora ciernego uzyskujemy zmienną charakterystykę jego tłumienia. Kierowca w ten sposób może wybrać optymalny tryb jazdy za pomocą odpowiednich przycisków na tablicy. 5. LITERATURA [1] OSIŃSKI Z.: Tłumienie drgań. Wydawnictwo naukowe PWN, Warszawa [2] STRYCZEK ST.: Napęd hydrostatyczny elementy, WNT Warszawa [3] Produkt news ZSE Elektronic GmbH [4] Produkt news Bosch Rexroth

12 Tadeusz Martyniak FRICTION DAMPER DESIGN DEVELOPMENT APPLIED TO SPECIAL TRACKLAYING VEHICLES Abstract: Friction damper design development as well as variable control system of its damping characteristics has been presented in the paper. Author's concept of semi-active suspension of special vehicles using CANbus was described as well. Key words: CANbus bus, semi-active suspension, friction damper Recenzent: Dr inż. Jacek SPAŁEK