Содержание к диссертации
Введение
1.1. История создания поглощающих аппаратов повышенной энергоемкости 8
1.2. Основные конструкции существующих поглощающих аппаратов 13
ГЛАВА 2. Разработка математической модели эластомерного поглощающего аппарата 22
2.1. Моделирование статической характеристики эластомерного поглощающего
2.2. Моделирование динамической характеристики эластомерного
ГЛАВА 3. Определение давлений в камерах эластомерного поглощающего аппарата 45
3.1. Проведение статических испытаний натурного эластомерного
3.2. Методика динамических испытаний натурного эластомерного
3.3. Математическое моделирование динамики эластомерного поглощающего
Заключение
- История создания поглощающих аппаратов повышенной энергоемкости
- Моделирование статической характеристики эластомерного поглощающего
- Методика динамических испытаний натурного эластомерного
- Математическое моделирование динамики эластомерного поглощающего
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Рост грузоподъемности и скорости движения железнодорожного состава требует уделять особое внимание безопасности и сохранности груза. Особое внимание уделяется перевозке военной техники, химических веществ и ценных грузов. Для их защиты на вагонах устанавливаются поглощающие аппараты класса не ниже Т2. В качестве упругих элементов в данных аппаратах используются эластомеры и гидравлические жидкости.
Экспериментальные исследования непригодны для прогнозирования нагруженности при перспективных условиях эксплуатации, а также если необходимо оценить работу разрабатываемых поглощающих аппаратов. Поэтому основными являются методы, базирующиеся на математическом моделировании нагруженности. Актуальность диссертационной работы обусловлена тем, что в настоящее время нет единой математической модели, позволяющей описать поведение эластомерной композиции в плунжере поглощающего аппарата. Не изучены свойства эластомера и его характер течения через отверстия. Полученные в этой работе данные позволят внести изменения в конструкцию амортизаторов на этапе проектирования, что снизит затраты на испытания поглощающих аппаратов и увеличит их надежность и отказоустойчивость.
Цель диссертационной работы: Разработка уточненной
математической модели, позволяющей описывать различные режимы работы эластомерногого поглощающего аппарата.
Объектом исследования является эластомерный поглощающий аппарат.
Предметом исследования является силовая характеристика, полученная при статическом и динамическом воздействиях на поглощающий аппарат.
Для достижения поставленной цели решались следующие задачи:
анализ существующих математических моделей эластомерных поглощающих аппаратов;
разработка математической модели, позволяющей описывать статические и динамические нагружения поглощающего аппарата;
определение и анализ давлений в камерах плунжера поглощающего аппарата;
Методика исследований. Поставленные в диссертационной работе задачи решались, используя методы математического моделирования применительно к законам теоретической механики. Расчет проводился в програмном комплексе Mathcad.
Статические экспериментальные исследования проводились на гидравлическом прессе для металла с маятниковым измерительным устройством ПММ-250. Динамические - на стенде-горке БСЗ-БГТУ и экспериментальном кольце ВНИИЖТ.
Научная новизна диссертационной работы заключается в следующем:
Совершенствована математическая модель, позволяющая описывать работу эластомерного поглощающего аппарата при статических и динамических нагрузках. Используя данную модель, произведен расчет различных видов испытаний эластомерного поглощающего аппарата и сравнение с натурными экспериментами.
Экспериментально и расчетно определены давления в камерах плунжера эластомерного поглощающего аппарата. Статические испытания показали отсутствие гистерезиса давлений в эластомерной среде, а гистерезис силы сжатия
связан с внешним трением плунжера и штока. Из динамических стендовых ударных испытаний был обнаружен так называемый «отрицательный гистерезис». По результатам эксперимента внесены изменения в математическую модель. Получены новые сведения о свойствах эластомерной композиции и характере перетекания между камерами поглощающего аппарата. Практическую ценность работы составляет возможность прогнозирования сил, возникающих в автосцепке, и внесение изменений в конструкцию аппарата на этапе проектирования новых конструкций.
Достоверность научных результатов диссертации подтверждена путем сходимости результатов теоретического моделирования и экспериментальных исследований.
На защиту выносятся следующие положения:
-
Математическая модель и методика расчета силовой характеристики эластомерного поглощающего аппарата.
-
Результаты экспериментальных исследований давлений в камерах плунжера эластомерного поглощающего аппарата.
-
Анализ изменения давлений на поверхность поршня эластомерного поглощающего аппарата.
-
Разработанная математическая модель с учетом уточненных давлений в камерах.
Апробация работы. Основные положения обсуждались на научно-техническом семинаре «Компьютерное моделирование в железнодорожном транспорте: динамика, прочность, износ» (г. Брянск, БГТУ, 2014г.); Международном научно-практическом мероприятии «Интеграция мировых научных процессов как основа общественного прогресса» (г. Казань, 2014г.); VI Всероссийской научно-практической
конференции «Проблемы и перспективы развития вагоностроения» (г. Брянск, БГТУ, 2014г.); XIV Международной научно-практической конференции «Тенденции и инновации современной науки» (г. Краснодар 2014г.); XV Международной научно-практической конференции «Техника и технология: новые перспективы развития» (г. Москва, 2014г.); X международной конференции «Подвижной состав XXI века: идеи, требования, проекты» (г. Санкт-Петербург, ПГУПС, 2015г.) и др.
Публикации. Основные положения и результаты диссертационной работы изложены в 11 научных статьях, из них 5 опубликованы в научно-технических журналах, входящих в ведущие рецензируемые научные издания из перечня ВАК РФ.
Структура и объем диссертации.
История создания поглощающих аппаратов повышенной энергоемкости
Многочисленные исследования, проведенные над пружинно-фрикционными аппаратами, показали, что установочные размеры автосцепного устройства по ГОСТ 3475-81 не позволяют обеспечить энергоемкость, достаточную для современных условий эксплуатации грузовых вагонов, особенно предназначенных для перевозки опасных и военных грузов. Указанный фактор выявил потребность в разработке совершенно новых конструкций аппаратов [48]. В отечественной практике не было конструкций, позволяющих удовлетворить новой тенденции, что заставило ученых изучать зарубежные разработки.
На этом фоне основное развитие поглощающих аппаратов повышенной энергоемкости получили гидравлические амортизаторы удара. Главным принципом работы таких аппаратов являлось дросселирование жидкости (специальные масла) через калиброванные отверстия и/или отверстия в штоке при различных режимах нагружения. В результате такой конструкции при динамическом нагружении силовые характеристики получались с коэффициентом полноты более 0,7.
Кольцегидравлический поглощающий аппарат разрабатывался под руководством И.Н. Новикова в 60-х годах во ВНИИЖТ. В этом аппарате упругим элементом была кольцевая пружина, которая образовывала камеру высокого давления совместно с днищем корпуса и упорной плитой. При сжатии объем камеры в нем уменьшался и происходило поступление жидкости в камеру низкого давления, снабженную резинотканевыми диафрагмами. Один из недостатков такого аппарата - малая статическая сила сопротивления, около 0,6 МН, связанная с отсутствием возможности увеличения размеров кольцевой пружины.
Изучая зарубежный опыт стран США и Канады, выяснилось, что на вагонах, перевозящих опасные и легкоповреждаемые грузы, широко применялись гидравлические концевые и центральные амортизаторы. Различные американские компании, такие как "Keystone Railway Equipment", "FM Industries" имели широкий ряд гидравлических поглощающих аппаратов с ходом 250 - 500 мм. Конструкция амортизаторов не позволяла воспринимать тяговые динамические нагрузки, возникающие между вагонами. Причиной такой работы было неимение свободного зазора из-за возвращения аппаратов в полностью выдвинутое состояние. Эти недостатки привели к изменениям требований к американским гидравлическим аппаратам: обеспечение хода на тягу в диапазоне 50,8-101,6 мм и в максимально возможном замедлении их возврата в полностью выдвинутое положение до 60-120 с, но без отрицательного влияния на процесс формирования поездов на сортировочных станциях. Проведенные исследования так и не помогли освоению серийного производства гидравлического поглощающего аппарата [6, 48].
В 70-е годы, продолжая изучать зарубежный опыт разработки поглощающих аппаратов повышенной энергоемкости, сотрудники ВНИИЖТ ознакомились с конструкцией эластомерных амортизаторов, выпускавшихся фирмой «Domange - Garete» (Франция). Главной особенностью амортизаторов было рабочее тело - высоковязкая объемносжимаемая жидкость - эластомер, представляющий сложную композицию на основе силиконовых (кремнеорганических) соединений. Принцип действия не отличался от гидравлических, но возвращающее усилие обеспечивалось за счет объемной упругости самой жидкости. На тот момент характеристики эластомерных поглощающих аппаратов были оценены очень высоко, но создание российского аналога конструкции начать не удалось [6, 48].
В 80-е годы начались работы по созданию пластинчатого гидрофрикционного поглощающего аппарата. ВНИТИ совместно с ВНИИЖТ предложили поглощающий аппарат, объединенный с тяговым хомутом ПГФ-4-120 (рисунок 1.1) [48]. В конструкции использовались пружины совместно с гидравлической вставкой в подпорном комплекте фрикционного узла, в результате чего энергоемкость поглощающего аппарата достигала 120 кДж. Данный аппарат не нашел всеобщего применения из-за малой долговечности вследствие неотработанной конструкции гидровставки.
МИИТом были разработаны газо-гидравлические поглощающие аппараты ГА-100М (рисунок 1.2) и ГА-500. В данных аппаратах энергоемкость составляла 100 и 160 кДж соответственно, а полнота силовой характеристики достигала 0,9. Аппараты имели по две, а в последствии по три газовые камеры. Это обеспечивало необходимую конечную силу сопротивления при квазистатическом нагружении. Сложность конструкции, требующая высокотехнологического производства, не могла гарантировать надежной работы опытной партии аппаратов. Утечка жидкости в подвижных уплотнениях и снижение зарядного давления газа, а также другие дефекты не позволили начать серийное производство этих поглощающих аппаратов [12, 19].
В 1991 году ВНИИЖТ и компания "Keystone" (США) начали совместные работы над созданием газо-гидравлического поглощающего аппарата «МОДЕЛЬ-120» с ходом 120 мм. Этот аппарат имел клапанную систему регулирования силовой характеристики, низкое зарядное (0,25 МПа) и рабочее давление газа. Разделение между газом и жидкостью у него отсутствовало. Номинальная энергоемкость аппарата составляла 135 кДж, сила статического сопротивления при максимальном ходе 1,7 МН. Недостатком конструкции аппарата являлась малая сила отдачи, что затрудняло определение работоспособности аппарата в грузовом составе. По результатам полного цикла эксплуатационных испытаний аппарат был рекомендован к серийному применению, но высокая себестоимость производства и сложности организации совместного производства не позволили аппарату найти свое применение на вагонах [48].
Моделирование статической характеристики эластомерного поглощающего
Результаты моделирования статической характеристики при турбулентном режиме перетекания жидкости показывают хорошее согласование с экспериментальными данными. При скоростях, не превышающих допустимых по [38], расхождение по максимальной силе составляет не более 6%. При увеличении скорости продавливания начинает сказываться влияние динамической составляющей, происходит процесс удара, что приводит к резкому возрастанию силы в начале удара. Такой же эффект наблюдается при различных динамических испытаниях поглощающего аппарата. Рисунок 2.4. Статическая характеристика при ламинарном течении жидкости Результаты моделирования силовой характеристики при ламинарном режиме перетекания жидкости схожи с турбулентным режимом. Расхождения по максимальной силе не превышает 6%. Аналогично турбулентному режиму, увеличение скорости прожатия приводит к резкому увеличению силы.
Моделирование силовой характеристики при данных условиях, используя турбулентный или ламинарный режим перетекания жидкости, показывает, что при скорости, требуемой для статических испытаний поглощающего аппарата, на силовую характеристику оказывает малое влияние гидравлическая составляющая. Получается, что независимо от выбора математической модели, результаты всегда будут хорошо согласовываться с экспериментом. 2.2. Моделирование динамической характеристики эластомерного поглощающего аппарата
Моделирование удара вагона в недеформируемый упор будем производить, используя расчетную схему [16, 25, 26, 28], представленную на рисунке 2.5, описывающую испытания на стенде-горке БСЗ-БГТУ. Схема стенда приведена на массивном бетонном основании 1. Скорость соударения фиксируется пикетами 8. Ударная тележка и неподвижный упор оборудованы серийным автосцепным устройством. Испытуемый объект устанавливается в неподвижном упоре, на ударной тележке вместо поглощающего аппарата используется жесткий стержень.
По представленным на рисунке 2.7. и рисунке 2.8. результатам сравнения расчетных силовых характеристик с экспериментальными можно сказать, что ламинарная модель более точно описывает процесс удара вагона в упор, однако не стоит отказываться от турбулентной модели, потому что она корректно передает характер нагружения (увеличение силы на всем участке нагрузки).
Удар вагона в упор является не единственным видом динамических испытаний. Еще одним, не менее распространенным видом динамических испытаний является соударение двух вагонов. Расчетная схема для соударения двух вагонов (рисунок 2.9) основана на натурных испытаниях аппарата ЭПА-110, проведенных на стенде-горке ВНИИЖТ в соответствии с типовой методикой испытаний поглощающих аппаратов [26]. Вагон-боек с помощью тяговой тележки, соединенной с вагоно-расцепным устройством, поднимался лебедкой на гору, а затем на определенной высоте отцеплялся и накатывался на неподвижный вагон, расположенный на горизонтальном участке пути. Масса ударяемого вагона и вагона-бойка составляла 104 т. На вагоне бойке устанавливался испытуемый аппарат ЭПА-110. Неподвижный вагон был оборудован серийным поглощающим аппаратом ПМК-110.
Данный вид испытаний интересен тем, что в поезде цистерны перемешиваются с крытыми вагонами или другими разновидностями. На каждом из этих типов вагонов стоят различные аппараты. Так как аппарат ЭПА-110 является более жестким по сравнению с аппаратами класса Т2 и ТІ, это может привести к большим силам, возникающим в этих аппаратах [34, 36, 46, 57, 58, 60].
Представленные силовые характеристики аппарата ЭПА-110, отличны от тех, которые мы видели при ударе вагона в упор. Область действия эластомера уже не имеет ярко выраженного прямого участка, а имеет более скругленную форму. Начальный скачок силы появился в результате перехода от одномассовой модели вагона к двухмассовой. При сравнении результатов моделирования, можно заметить, что расхождения в силах и ходе аппарата между расчетными характеристиками имеются только на скорости соударения 4 км/ч. Для турбулентной модели расхождение с экспериментом при скорости 4 км/ч по максимальной силе составляет 16%, по максимальному ходу - 60%. Для ламинарной модели расхождение с экспериментом по максимальной силе - 7%, по максимальному ходу - 40%. Для остальных скоростей расхождение с экспериментом по максимальной силе не превышает 20%, по максимальному ходу - 12%. 2.2.3. Моделирование копровых испытаний
Следующим видом динамических испытаний являются копровые испытания, которые часто используются при разработке нового эластомерного поглощающего аппарата, а также при его сертифицировании в виду их относительной простоты и экономичности. Обычно копровые испытания регулируются методиками и стандартами на железнодорожном транспорте. Испытания проводят на копровой установке с массой падающего груза 12,8 т при температурах 20 ± 5 0С Возможность математического моделирования работы поглощающего аппарата под копром позволяет рассмотреть различные варианты конструкции амортизатора, выбрав наиболее подходящие, и снизить стоимость разработки. При моделировании копровых испытаний следует учитывать, что жесткость поглощающего аппарата и данные его показателях - энергоемкости, силовых характеристиках - могут существенно отличаться от показателей поглощающего аппарата в реальных условиях эксплуатации [4, 18, 35, 59].
Ударные испытания поглощающих аппаратов проводятся на вертикальных копровых установках. С высоты, не превышающей 2 м, на поглощающий аппарат падает свободный груз массой 12,5 ± 0,5 т. Схема испытаний представлена на рисунке 2.15.
Поглощающий аппарат 1 устанавливается на наковальню копра 2 в кармане, обеспечивающем размещение поглощающего аппарата в габаритах, соответствующих его установочным размерам на подвижном составе. Строго вертикальное падение бойка 4 на цилиндр 5 обеспечивается направляющими 3 рамы. Ход и сила удара регистрируются датчиками 6 и 7. Расчетная схема, описывающая удар на копровой установке, представлена на рисунке 2.16. Здесь т - масса падающего груза; М - масса амортизатора удара и шабота копра; с и а -упругодиссипативные характеристики опоры, определяемые по жесткому удару, без поглощающего аппарата; Рап- сила сжатия амортизатора удара [18].
Методика динамических испытаний натурного эластомерного
Статические испытания проводились на гидравлическом прессе для металла с маятниковым измерительным устройством ПММ-250 при температуре +20...+25 С. Скорость нагружения составляла не более 5 мм/с. Статическая характеристика фиксировалась с помощью измерительного комплекса MIC-026 (НПП «Мера», РФ). В ходе испытаний осуществлялся непрерывный контроль силы сжатия. Измерение сил осуществлялось тензометрическим цилиндрическим динамометром с максимальной измеряемой силой 600... 1000 кН с погрешностью, не превышающей 0,5% от верхнего предела измерений. Ход измерялся с помощью датчика перемещений реохордного типа, обеспечивающего в диапазоне 0...130 мм точность не менее ±1мм. Давление регистрировалось с помощью датчика Gefran TPH-E-V-B35C. Погрешность датчика не превышает 0,3% в диапазоне 0...3500 бар. Регистрация значений сил, давлений и перемещений осуществлялись путем аналого-цифрового преобразования их сигналов с последующей записью в память ЭВМ. Методика испытаний включала в себя нагружения испытываемых узлов до сжатия на величину конструктивного хода при работе в аппарате.
Схема проведения испытаний приведена на рисунке 3.4. На рисунке 3.5. представлено проведение статических испытаний, по определению давлений в камере эластомерного поглощающего аппарата.
Для статических испытаний были подготовлены три варианта дросселирования. Первый, когда дросселирование обеспечивало только калиброванный зазор с площадью сечения 1,33 см2; второй - наряду с зазором были 3 дополнительных отверстия диаметром 7 мм, общая площадь сечения -2,48 см2; третий - наряду с зазором были 3 отверстия диаметром 10 мм, общая площадь сечения - 3,68 см2.
Начальная сила сжатия эластомера (сила зарядки) находилась в диапазоне 280 -310 кН. На рисунке 3.6 приведены силовые характеристики аппарата Р(х) и зависимости давления в камере 1 от хода - q\(x). На графиках показаны знаки скорости перемещения плунжера V.
Зависимости давления от хода q\(x) показали крайне малый гистерезис, необратимое поглощение энергии менее 2% во всех вариантах дросселирования. Отсюда следует вывод о минимальном внутреннем трении при нагружении и деформировании эластомера. В то же время силовая характеристика Р(х) свидетельствует о значительном гистерезисе - коэффициенте необратимого поглощения энергии ц при медленном квазистатическом цикле «сжатие -восстановление». Наибольшее необратимое поглощение энергии имеет место при наименьшей площади дросселирования, а наименьшее - при наибольшей площади дросселирования (таблица 3.1) [33].
Необратимое поглощение энергии при отсутствии гистерезиса у давления приводит к единственному выводу: при медленном сжатии причиной является внешнее трение. Оно возникает при продавливании эластомера через зазор между плунжером и поршнем и через дополнительные отверстия в поршне; ранее это отмечал Д. А. Ступин [50].
Анализ эксперимента (рисунок 3.6) показывает, что сила трения возрастает с повышением давления q\. В первом приближении силу трения F можно представить формулой [33]: F = [F0 + a{q1 - q10 )]sign{x), (3.1) где Fon q\o - начальные значения силы трения и давления в камере 1. В таблице 3.2, приведены параметры давления q\ и силы трения F в зависимости от варианта дросселирования по данным статических испытаний. Из представленных данных можно сделать следующий вывод: чем меньше площадь дросселирования, тем больше растет диссипация и сила внешнего трения. Таблица 3.2 - Параметры давления q\ и силы трения F в зависимости от варианта дросселирования Диаметр
Динамические испытания проводились на стенд-горке БГТУ-БСЗ. Схема стенда приведена на рисунке 2.6. Испытуемый объект устанавливается в неподвижном упоре, на ударной тележке вместо поглощающего аппарата используется жесткий стержень.
В ходе испытаний с помощью измерительно-вычислительного комплекса MIC-026 (НЛП «Мера», РФ) регистрировались во времени изменения силы сжатия, давления в камере сжатия и хода аппарата при различных скоростях накатывания ударяющей тележки. Регистрация силы осуществлялась с помощью динамометрической автосцепки посредством тензорезисторных датчиков, соединенных по безизгибной схеме для измерения продольных сил. Давление регистрировалось с помощью датчика Gefran TPH-E-V-B35C. Ход амортизатора измерялся с помощью реохордного датчика больших перемещений. Испытания проводились при температуре окружающей среды +1... +5 С.
Для ударных испытаний аппарат ЭПА-110 был подготовлен в двух исполнениях: с отверстиями в поршне штока диаметром 7 и 10 мм. Скорости удара изменялись от 0,73 до 2,05 м/с, с максимальной энергоемкостью до 100 кДж. На рисунках 3.9-3.14 приведены силовые характеристики к зависимости давления в камере 1 от хода при скоростях - 0,73; 0, 88; 1,05; 1,3; 1,56; 1,75; 1,87 и 2,05 м/с для дросселирования с 7 и 10 мм отверстиями. На графиках стрелками показаны направления перемещения плунжера. Далее в таблице 3 показано, как изменяется необратимость энергии при ударе.
Как видно из силовых характеристик (рисунках 3.9-3.14) и таблицы 3.3, гистерезис значительно увеличивается при ударе; коэффициент необратимого поглощения энергии г] увеличивается более чем в 2 раза, по сравнению с квазистатическим сжатием. Это естественно, так как наряду с внешним трением здесь имеет место гидродинамическое сопротивление, а гидравлические сопротивление существеннее скорости перемещения. Во-первых, в отличие от статического испытания, давление q\(x) при сжатии и восстановлении аппарата существенно отличаются. Во-вторых, на основной части хода давление q\(x) при восстановлении (V 0) существенно больше, чем при сжатии: этому явлению можно дать термин «отрицательный гистерезис». В-третьих, характер зависимости q\(x) при сжатии и восстановлении отличается: при сжатии носит колебательный, при восстановлении - монотонно спокойный и почти линейный [33].
Математическое моделирование динамики эластомерного поглощающего
Изучение давлений в камерах поглощающего аппарата позволяет понять принцип работы амортизатора и узнать некоторые свойства эластомерной композиции. Поставленный эксперимент по определению давлений в камерах плунжера показал, насколько отличны представления, используемые во многих работах, от действительности. Несмотря на результаты испытаний, можно с уверенностью утверждать, что полученные данные носят упрощенный характер. На рисунке 3.17 изображено распределение давлений в плунжере поглощающего аппарата, используемое при расчете силы при моделировании и обработке экспериментальных данных. На нем хорошо заметно, что давление в камерах 1 и 2 равномерно распределено по всему объему. На самом деле такое распределение давлений невозможно.
Давления, возникающие в камерах поглощающего аппарата, отчасти зависят от давления струи жидкости на ограждающие поверхности. Исследования в гидравлике показывают, что различные переломы пути, препятствия, каналы и т.д. могут оказывать существенное влияние на распределение давления вдоль поверхности воздействия [5, 24]. Если рассматривать процесс нагрузки, то возможное распределение давлений вдоль поверхности штока в камерах представлено на рисунке 3.18. Рисунок 3.17. Расчетное распределение давлений в камерах поглощающего аппарата
Поскольку в штоке имеются отверстия, давления, возникающие в этих местах, будут значительно меньше давлений, образованных на поверхности штока. Аналогичная ситуация происходит и в кольцевом зазоре. В предыдущих пунктах указывалось, что при дросселировании возникает сила трения между эластомером и частями аппарата. Данная сила создает свое давление в областях дросселирования, однако, это давление меньше, чем давление на поверхности штока.
Распределение давлений на поршень поглощающего аппарата с учетом дросселирования При рассмотрении распределения давления в камере сжатия осталась нетронутым полость внутри штока. Сила давления струи на преграду рассчитывается по следующей формуле [5]: F = k-Q-v-p = k-S-v2-p, (3.4) где F - сила давления струи на преграду; к - безразмерный коэффициент, зависящий от формы преграды и условий столкновения (коэффициент формы); Q - объёмный расход жидкости, м3/с; v - скорость струи; р - плотность жидкости в струе; S - площадь поперечного сечения струи (если сечения преграды меньше сечения струи, то следует брать площадь сечения преграды).
Если рассматривать давление струи жидкости на данную область, можно сказать, что давление в ней должно быть больше чем давление в любой точке на поверхности поршня. В данном случае будет действовать закон неразрывности потока, согласно которому: по мере сужения сечения пропорционально должна возрастать скорость струи при неизменной удельной плотности вещества [5, 43]. При сохранении расхода эластомера скорость струи в поршне будет больше, чем в плунжере.
При удалении от поверхности штока давления будут более равномерно распределяться по всему объему.
При проведении эксперимента по определению давления в камере сжатия полость внутри штока была закрыта датчиком. Приведенные выше исследования позволяют говорить о том, что экспериментальные давления в камере сжатия поглощающего аппарата были равны давлению в любой точке на поверхности
В заключении следует отметить, что результаты, полученные в эксперименте, показывают, что в эластомерном поглощающем аппарате наибольшее давление имеет место в камере 2, в которой находится шток. Этот факт необходимо учитывать при проектировании крышки и уплотнений в камере. Уточненную по результатам эксперимента математическую модель можно использовать для моделирования работы поглощающего аппарата, однако, для неизвестных диаметров дросселирующих отверстий необходимо будет эмпирически определять силу трения. При невозможности проведения таких экспериментов можно использовать модель, описанную в главе 2.
Результаты исследований, проведенных в данной работе, указывают, что вопрос распределения давлений в камерах эластомерного поглощающего аппарата окончательно не решен. в результате эксперимента получены давления в точках, находящихся на поверхности поршня. Остальное распределение давления так и остается неизвестным. Более полная картина распределения давлений будет видна после экспериментального определения давления и в камере расширения, и анализа процессов, происходящих при перетекании эластомера через дросселирующие отверстия.