Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследований
1.1. Анализ вибрационных полей горных машин по эквивалентному уровню II
1.2. Анализ требуемых систем виброзащиты 15
1.3. Условия виброзащиты операторов горных машин 19
1.4. Классификация и анализ средств виброзащиты 24
1.5. Схемы виброзащитных подвесок сидений .28
1.6. Основные выводы анализа и задачи исследования 33
2. Разработка математической модели двухкаскадного канатного виброизолятора
2.1. Разработка расчетной схемы 36
2.2. Обоснование величин, входящих в схему . 40
2.3. Собственные колебания системы
2.4. Частные случаи исследования вибрационной системы . 53
2.5. Вынужденные колебания системы 54
2.6. Линеаризация уравнений движения системы 61
3. Экспериментальное исследование двухкаскаднйх канатных
3.1. Стенды и аппаратура 66
3.2. Методика экспериментальных исследований 73
3.3. Результаты статических испытаний . 80
3.4. Результаты вибрационных испытаний . 84
3.5. Результаты испытаний отрезков каната при ударном нагружении 86
3.6. Определение эквивалентного коэффициента демпфирования 89
3.7. Установление основных параметров, влияющих на значение собственной частоты системы 97
4. Разработка подвески вибр03а1щтных сидений горных машин
4.1. Расчет основных параметров подвески сидений операторов 100
4.2. Технология изготовления 2К-КВ для подвески сидений горных машин 108
4.3. Особенности конструкций подвесок сидений операторов 112
4.4. Лабораторные и промышленные испытания виброзащитных сидений 121
4.5. Определение экономической и социальной эффективности от внедрения виброзащитного сиденья 124
Заключение 129
Литература
- Условия виброзащиты операторов горных машин
- Собственные колебания системы
- Результаты испытаний отрезков каната при ударном нагружении
- Особенности конструкций подвесок сидений операторов
Введение к работе
В настоящее время разрабатывается, изготовляется и внедряется в производство большое количество высокопроизводительных горных машин. С увеличением производительности труда растет их энергонасыщенность, возрастают рабочие скорости, Все это приводит к увеличению уровней шума и вибрации, оказывающих вредное влияние на условия труда обслуживающего персонала, надежность и стабильность работы оборудования.
Если учесть, что экономические и социальные требования являются главными, то можно считать, что шум и вибрация являются одними из основных показателей качества.
Определенная часть поломок и аварий является результатом недопустимых колебаний машины или ее частей. Кроме того на вибрацию затрачивается часть полезной мощности, в отдельных случаях довольно значительная (например, при бурении скважин - до 30%).
Наряду с техническим аспектом борьба с шумом и вибрацией является также важной экономической проблемой; затраты, необходимые для уменьшения вредных воздействий вибрации при проектировании, составляют около 3% общей стоимости машины. При проведении мероприятий на существующих машинах в условиях производства затраты возрастают до 10-15% [I] .
Щум и вибрация горных машин вызывает рост заболеваемости, снижение производительности труда (в отдельных случаях на 15-20%) обслуживающего персонала. В настоящее время шумовая и вибрационная патология занимает ведущее место в структуре профессиональных заболеваний рабочих горнорудной промышленности. В подземных условиях около 70% рабочих мест являются опасными с точки зрения превышения допустимых норм по шуму и вибрации.
Проблема снижения шума и вибрации имеет важное социальное значение. В настоящее время ей уделяется большое внимание, что под-
крепляется нормативными документами (Постановление ЩСПС и ГК СМ СССР по науке и технике № НО от 29 марта 1978 г., а также приказы Министра Углепрома СССР № 480 от 29 октября 1977 г, и Союзугле-маша № I от II января 1978 г.).
Основным методом борьбы с вибрацией является снижение виброактивности источника. Однако, это не всегда возможно. Поэтому на практике приходится прибегать к другим методам снижения вибрации в местах ее распространения - виброизоляции, вибропоглощению и целенаправленному противодействию колеблещемуся источнику, заключающимся в установке между объектом и источником дополнительной системы, защищающей объект от механических воздействий. Демпферы, виброизоляторы и элементы противодавления образуют в совокупности виброзащитные устройства, причем пассивные состоят из инерционных, упругих и диссипативных элементов, а активные могут кроме того, содержать элементы немеханической природы и, как правило, обладают независимым источником энергии.
Активные виброзащитные системы, обладающие большей эффективностью в области низких частот по сравнению с пассивными, в настоящее время не получили промышленного распространения из-за сложности конструкции, больших габаритов и необходимости применения дорогостоящей аппаратуры управления, а также нестабильности работы на высоких частотах. Настройка и обслуживание таких систем представляют большие трудности [2]
На современном этапе технического развития промышленности широко используются пассивные системы виброизоляции операторов. Большинство из них выполнены по классической схеме "пружина-демпфер". Эффективность таких систем в низкочастотной области невысока, в связи с тем, что для достижения низкой собственной частоты необходимо иметь достаточно малую жесткость подвески, что потребует недопустимо большого динамического хода. С другой стороны жесткость
?
должна быть достаточной для обеспечения несущей способности подвески.
Перспективным в этом отношении является разработка виброзащитных устройств с нелинейными характеристиками упругих элементов, причем эти характеристики могут быть благоприятно изменены путем введения в них силовой связи по ускорению, которая обеспечивается дополнительной массой с механизмом преобразования движения, совершающей относительные движения. При кинематическом возмущении такой системы инерционная сила от дополнительной массы уменьшает собственную частоту и приводит к резкому снижению вибропередачи в узкой частотной области, близкой к резонансу.
В последнее время все шире разрабатываются каскадные системы виброизоляции, состоящие из нескольких масс и упругих элементов между ними и вибрирующим основанием. Достоинствами таких систем являются компактность, простота, высокая эффективность благодаря возможности использования некоторых масс в качестве дополнительных инерционных элементов с механизмами преобразования или без них.
Создание и внедрение нелинейных виброзащитных систем сдерживается отсутствием точных и достаточно простых методов расчета основных параметров. В частности это относится к системам, упругие элементы которых выполнены из отрезков стального каната.
Еще большие математические трудности возникают при анализе динамики систем с двумя и более степенями свободы, содержащих упругие элементы с нелинейными характеристиками.
Диссертационная работа выполнена на кафедре горных машин и рудничного транспорта Коммунарского горно-металлургического института. Она является составной частью Проблемы 0.74.08 задания 04, этапа ДЗ "Разработать инженерные методы расчета виброзащитных систем (тема 17-78-58 "Разработка виброзащитных устройств по задан-ным условиям виброизоляции горных машин:, выполняемая согласно
&
отраслевому плану развития науки и техники Минцветмета GCCP на 1979-1980 годы).
В работе рассматривается пассивная виброзащитная система подвески сиденья оператора горных машин, содержащая двухкаскадный канатный виброизолятор. Предложенная система является перспективной благодаря ряду преимуществ канатных виброизоляторов: нелинейная упруго-демпфирующая характеристика, большой коэффициент демпфирования отрезков каната, промежуточная масса канатного виброизолятора является дополнительным инерционным гасителем с преобразованием движений из поступательного во вращательное, система имеет очень простую конструкцию и малые габариты.
Цель работы. Разработка эффективных низкочастотных пространственных виброзащитных подвесок сидений операторов горных машин на основе каскадных канатных виброизоляторов по заданным условиям виброизоляции.
Идея работы. Заключается в построении математической модели, учитывающей нелинейные геометрические связи вертикальных и поворотных перемещений элементов 2К-КВ и выявлении роли параметров виброизолятора на эффективность виброзащиты оператора.
Методы исследований. Работа выполнена на основе комплекса методов научных исследований: инженерного анализа литературных источников, математического моделирования движений 2К-КВ с применением средств вычислительной техники, экспериментальных исследований с ипользованием виброизмерительной аппаратуры в лабораторных и промышленных условиях, анализа экспериментальных данных и технико-экономических расчетов.
Научная новизна работы заключается в том, что:
- разработана классификация средств виброзащиты и конструкция двухкаскадного канатного виброизолятора, защищенного двумя автор-
скими свидетельствами № 808737 и № 832169;
доказана необходимость учета нелинейной связи вертикальных и поворотных перемещений элементов 2К-КВ;
разработаны методики выбора параметров виброизолятора и эквивалентного коэффициента демпфирования;
-> разработана классификация подвесок сидений операторов и конструкции виброзащитных сидений, одна из которых защищена авторским свидетельством № 1025539.
Научные положения, защищаемые автором диссертации:
нелинейная связь вертикальных и поворотных смещений элементов двухкаскадного канатного виброизолятора;
величина нормального модуля упругости при изгибе стального каната не зависит от его диаметра и радиуса искривления оси;
эквивалентная величина демпфирования 2Е-КВ линейно зависит от смещения и в пределе совпадает со значением, определяемым по коэффициенту рассеяния для линейных систем;
способ расстановки упругих элементов при несовпадении проекции центра тяжести защищаемого объекта с геометрическим центром площадки крепления.
Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждены:
количественной и качественной сходимостью теоретических и экспериментальных исследований;
практикой эксплуатации реальных виброзащитных подвесок сидений, выполненных на базе проведенных исследований.
Значение работы.
Научное значение работы состоит в том, что полученные зависимости обеспечивают математическое описание движения виброзащитных систем на основе 2К-КВ.
Практическое значение работы заключается в том, что разработанные методики позволяют осуществлять расчет основных параметров 2К-КВ и последующую их разработку на стадии проектирования. Предложенные конструкции виброзащитных подвесок сидений операторов горных машин снижают уровень пространственной вибрации до требований санитарных норм.
Условия виброзащиты операторов горных машин
Многообразие процессов горного производства приводит к необходимости создания большого разнообразия горных машин. Как уже от мечалось большинство из них обладают повышенной виброакустической опасностью для обслуживающего персонала. Это приводит к необходимости создания виброзащитных устройств для человека-оператора, имеющих самые различные принципиальные схемы и конструкции. Что, в свою очередь, ведет к снижению надежности и усложнению обслуживания. Выпуск ВЗС малыми сериями приводит к повышению стоимости и затруднениям в снабжении запасными частями.
При большом разнообразии горных машин эффективное внедрение ВЗС возможно только на основе типизации решений, максимальной унификации элементов и узлов, и автоматизации процесса проектирования [23-25] . Таким образом, для упорядочения и ограничения множества ВЗС системное проектирование должно основываться на определении классов машин, для которых можно предложить типовые системы виброзащиты.
В качестве функционального признака для систематизации рабочих мест горных машин по виброакустическому фактору [19] примем способ воздействия колебательной энергии на оператора.
Изучение виброакустических особенностей рабочих мест операторов горных машин показало, что колебательная энергия передается оператору либо через элементы машины, на которые он воздействует -рукоятки управления и удержания ( О - локальная вибрация), либо через опорные поверхности - сидения, подножки, площадки и т.д. ( В - общая вибрация), либо через воздух ( ш - шум главного источника, Ш - шум вспомогательного источника или не связанного с основной машиной.)
В соответствии со схемой (табл, I.I.) можно выделить 15 возможных вариантов шумо- и виброопасных рабочих мест, которые разбиты на 4 группы.
В каждой группе, несмотря на разнотипность горных машин, которые ее представляют, предполагается типовое решение проблемы защиты оператора от вредного воздействия вибрации.
Для машин первой группы характерным является шум главного источника, вспомогательного или их сочетание. Для борьбы с ним используются различные методы и средства. Индивидуальная защита рабочих осуществляется посредством заглушек типа "Антифоны"противошумных вкладышей - "Беруши", наушников типа ВЦНИИОТ, ПШ-00, противошумных касок - ВЦНИИОТ-2 [26] .
Для снижения шума всасывания и выхлопа используются различные глушители. Горьковским автомобильным заводом совместно с ВЦНИИОТ ВЦСПС разработан глушитель шума всасывания турбокомпрессоров и, совместно с Ленинградским институтом инженеров железно дорожного транспорта, глушитель шума шлифовальных машинок [26] . Разработкой глушителей шума занимаются также институты ЩМИПП, НПИ, НМЙГОРМАШ [27] и др.
Другими способами защиты от шума является уменьшение его в источнике, применение рациональной планировки, установка кабин и дистанционного управления, устройство звукоизолирующих кожухов и экранов и т.д. [28] .
Для машин второй группы характерным является воздействие на рабочих локальной вибрации, поэтому для их защиты используются различные виброзащитные рукоятки, антивибрационные рукавицы.
Усилиями научных коллективов Щ им. А.А. Скочинского, ИГД СО АН СССР, ГосНИИМАШ, ВНИИСМИ Минстройдормаш, ВНИПИРУДМАШ, КГМЙ, ЩШИПП, заводов "Пневматика", "Коммунист" и др. созданы вибробезопасные конструкции ручных машин для горной, машиностроительной промышленности и строительства (Молотки П-5, П-6, пневмомолоты ИП-4120, ИП-4602, отбойные молотки МО-бК, МО-39, МО-44, рубильные Д-І, Д-2, Д-3, МК-8, MK-I2, виброзащитнне каретки ВЗКТ-2М, ВЗКТ-3)[3, 29],
В машинах третьей группы на оператора действует общая вибрация, а в машинах четвертой - общая и локальная. Причем, для машин этих классов возможны два варианта рабочих меот: сиденья и площадки. Наиболее эффективным способом борьбы с вибрацией является разработка виброзащитных кабин. Их достоинствами являются осуществление виброзащиты пульта управления, а также шумозащита оператора, однако применение виброзащитных площадок и кабин из-за специфических условий работы горных машин не всегда возможно. Поэтому особое внимание необходимо уделить разработке виброзащитных сидений для операторов.
Отечественной промышленностью до сих пор не налажен выпуск горной техники с эффективными сиденьями, а применяемые в настоящее время виброзащитные устройства имеют целый ряд недостат ков: узкий частотный диапазон эффективной виброзащиты, невысокую надежность, большую массу, габариты, требуют тщательного ухода и т.д. Большинство из них заимствованы из смежных отраслей без должного учета специфики горного производства.
В настоящее время институтами КРГИ, ОмИИТ, ЛЙИЖТ, ВНИИ Строй дормаш, ЦНИИПП, Новосибирским институтом народного хозяйства, заводами ХТЗ, подъемно-транспортного оборудования им. С.М.Кирова и др. разрабатываются подвески сидений для человека-оператора [30-38] , содержащие различные виброзащитные устройства. Существенным недостатком таких подвесок является возможность их применения только для одного типа или малой группы машин, в то время как в третьей и четвертой группах представлены машины разного функционального назначения, но требующие одних и тех же средств виброзащиты. Поэтому на первый план выдвигается задача унификации виброзащитных устройств, представляющих собой эффективный и экономичный способ создания на базе исходной модели ряда производных устройств одинакового назначения, но с различными показателями по нагрузке, размерам и т.д.
Собственные колебания системы 43
Таким образом, выражения (2Л) и (2.5) устанавливают связь углов поворота площадок с их вертикальным, смещением, длиной, начальным наклоном и радиусами.закрепления упругих элементов, а. также начальным поворотом площадок. Их необходимо учитывать при выводе уравнений движения системы.
Исследование вибрационных характеристик двухкаскадного вибро изолятора на.основе-полученной расчетной .схемы, теоретически до-, пускает обширные области изменения многочисленных параметров.сиете мы. Однако, очевидна бесперспективность попытки с разумными затра тами времени.математического предсказания.параметров "оптималь ного" виброизолятора желаемых качеств. Поэтому в реальных систе мах, имеющих свои конструктивные особенности, на параметры накла дывается ряд-ограничений: по диапазону, нагрузок, геометрическим размерам, упругим - свойствам и др. Исходя из требований к сиденьям горных машин (ЛГ5) и к виброзащитным.устройствам. ($.1,3), вы текающих из условий виброизоляции и. назначения виброизолятора, мож но предварительно выбрать необходимые геометрические и массовые характеристики. Например: внешние нагрузки находятся в пределах . 700-1200 Н; диаметр виброизолятора 0,4 м; его высота 0,3 м. Поэтому величины ц,12 К 2,d, О не должны выходить за указанные пределы. J2 =(І80-290)-І0 5кгм; S =(20-40)-10"Зм ; =(10-50) град. Величины изгибных и поворотных жесткостей Ла / а и коэффициенты демпфирования П4 и Лг должны соответствовать статическим и вибрационным нагрузкам.
В результате предварительной тренировки 2К-КВ отрезки стального каната приобретают о -образную форму и наклонены по отношению к опорным площадкам на некоторый угол. Экспериментально установлено, что в процессе нагружения форма упругих элементов изменяется незначительно при увеличении их наклона (рис.2.3). Зто дало возможность считать расстояние между точками крепления каната неизменным, т.е. заменить канат отрезком прямой. Особенностью приведенной расчетной схемы является нелинейная связь вертикальных и поворотных перемещений подвижных площадок. Формулы связи (2.4) и (2.5) получены в предположении малости колебаний, т.е. OQS&-1, ginf . іде L-12.
Нелинейными являются также жесткость и демпфирование, но для упрощения выражений и выяснения влияния геометрической нелинейности на поведение системы на первом этапе считаем их постоянными.
Выделение коэффициента демпфирования только при осевом и только при поворотном смещениях представляет большие практические трудности, поэтому в дальнейшем при составлении уравнений движения будем использовать эквивалентное демпфирование для каскадов, коэффициенты жесткости ц, L2 и 4 % и Демпфирования Ц1 и /22 определяются методами, изложенными в главе 3.
Учет поворотных движений площадок предполагает определение их моментов инерции. Наиболее простыми и удобными являются экспериментальные методы их определения [57] .
Собственные колебания, определяемые состоянием системы имеют фундаментальное значение при разработке виброзащитных устройств. Частоты, формы и коэффициенты затухания собственных колебаний фактически характеризуют "динамическую индивидуальность" системы, которая определяет ее поведение при всех других условиях [lOOj
Для эффективной виброзащиты оператора необходимо, чтобы собственная частота системы была как можно меньше. Это достигается правильным подбором геометрических, массовых и инерционных характеристик. Поэтому на основании разработанной расчетной схемы необходимо получить уравнения движения при собственных колебаниях для выбора рациональных параметров виброизолятора. Для описания движения системы воспользуемся уравнениями Ла-гранжа [101, 1023 . За обобщенные координаты примем абсолютные смещения и , подвижных площадок I и 2 соответственно, отсчитывая от их положений статического равновесия, а уравнения Лагранжа в виде
Аналитическое исследование этих нелинейных уравнений движения практически невозможно. Поэтому их решение будем производить численными методами. С этой целью преобразуем систему таким образом: в качестве первого уравнения новой системы рассмотрим сумму двух уравнений исходной системы (2.38), второе же уравнение (2.38) оставим без изменения.
Система дифференциальных уравнений, представленная к численному интегрированию, имеет вид уравнений (2.39) решалась численно методом Рунге-Іфтта. Программа решения представлена в приложении I, а ее блок-схема на рис. 2.4. Анализ численных результатов позволяет сделать следующие выводы: 1) основная собственная частота ий0 системы снижается с ростом L,R,2 (рис.2.5) и повышается при увеличении значений 1 , d,S (рис.2.6); 2) зависимость и)0 от J и начальных углов Ц 0 и фог имеет минимум (рис.2.7).
Результаты экспериментальных исследований показали хорошее совпадение с решениями, полученными на основе уравнений (2.39). В качестве примера для 2,=147-10 кгм, J =229 -1СГ5кгм, С = 67-1(Г3м, г=55-1(Г3м, =6(Ы(Г3м, flf=36-I(T3M, = 5IJ0-3M, S =ЗСМСГ3м, f0 =310 2 32, Z0i=31(T3u, Z02= 4 1(Г3м представлены графики колебаний верхней площадки (рис.2.8, кривые 1,2).Эти кривые показывают количественное «(качественное
Результаты испытаний отрезков каната при ударном нагружении
Испытания физической модели 2К-КВ на вибростенде УВ 70-200 позволили получить амплитудно-частотные характеристики (рис.2.10, 3.19), подтверждающие правильность выбора математической модели. АЧХ виброизолятора с параметрами = б, С = 100 10""3м, л = 70-10"3м и)0= 16,7 Гц при т 0 приведена на рис.3.19, кривая I. При увеличении защищаемой массы резонансные частоты смещаются в более низкочастотную область. Коэффициенты виброизоляции на резонансе при этом уменьшаются. Например, при ІЇІ = 3 кг АЧХ имеет вид, как показано на рис.3.19, кривая 2.
Экспериментально установлено, что с увеличением амплитуды возмущения эффективность 2К-КВ увеличивается. Это объясняется свойствами каната, например, увеличение смещения опорных площадок виброизолятора приводит к большему проскальзыванию проволок в канате. Однако, в этом случае на резонансе увеличивается (рис.3.19, кривая 3). Уменьшение амплитуды приводит к увеличению как на резонансе так и в зарезонансной области (рис.3.19, кривая Ч), Эти результаты говорят о зависимости демпфирования 2К-КВ от амплитуды колебаний, что будет рассмотрено в параграфе 3.7.
Случайный характер нагружения виброзащитных систем, толчки и Амплитудно-частотные характеристики удары, которые испытывают горные машины в процессе эксплуатации, требуют проверки поведения 2К-КВ при прохождении через него ударных импульсов. В работе [106]показано, что отрезки каната при таких режимах работы наиболее эффективны. Проведенные исследования подтвердили этот вывод. Кроме того, ударное нагружение отрезков каната позволило определить одну из важнейших характеристик -нормальный модуль упругости.
Так, например, для каната о/в9,2-ІО" 3м, ІК-0 6 19 (1+9+9)+ Ice- ГОСТ 3077-69 длиной к«1б5 1(Г8м с удельным весом $ 5-Ю Н/м3 и расстоянием между датчиками I 135 КГ3 ! время про-хождения импульса получено равным Т=2,576 10 "Ъ, тогда скорость прохождения импульса равна С.ІЦ ..52«%. 3576-Ю Согласно (3.9) нормальный модуль упругости составит
Полученное значение Е совпадает с приведенным в [107] . Исследованиями канатов различных диаметров с разными длинами в зависимости от величины нагружения установлено, что нормальный модуль упругости не зависит от диаметра каната, его длины и степени искривления оси отрезка. Это подтверждает вывод, сделанный в работе [30] о том, что проволочки в канате практически работают независимо одна от другой, а соприкасаются между собой лишь в ряде изолированных точек. Таким образом, при изгибе и кручении каната проволочки смещаются одна относительно другой, при этом они стремятся стянуться в один плотный жгут или наоборот, несколько расходятся. В связи с тем, что проволочки в канате работают независимо одна от другой, момент инерции сечения каната можно определять как „ 0 еч k 9 СЗЛІ) где Yii- количество проволок диаметра о/ в канате. В качестве примера определим момент инерции для каната СГ= И,5 ІСГ3м ЛК-0 6 19 (1+9+9)+1 о.с. ГОСТ 3077-69 Тогда изгибная жесткость такого каната определится как
Определение необходимо при выборе параметров 2К-КВ из условия минимума собственной частоты и обеспечения несущей способности, 3»6. Определение эквивалентного коэффициента демпфирования
Как уже отмечалось в главе 2, линеаризованные уравнения с постоянными коэффициентами демпфирования не отражают сущности движения реальной системы. Поэтому, как для выяснения влияния геометрических нелинейностей на поведение системы, так и для установления закона изменения коэффициента п предложен метод его определения. Суть метода заключается в графическом построении зависимости г-И ) и нахождения по этой зависимости средней силы сопротивления гаер и средней скорости Ъса, что позволит определить коэффициент демпфирования При циклическом деформировании двухкаскадного канатного виброизолятора по закону Z Н0 Sinpt (3.12) динамическая характеристика упруго-диесипативного элемента имеет вид P&Z) «Я (2) + (2), сзлз) где Ру(2)- упругая составляющая; Pgff) - диссипативная составляющая. Поскольку работа упругих сил за цикл нагружения равна нулю, динамическая характеристика будет равна работе силы сопротивления, которая пропорциональна площади гистерезисной петли Таким образом, зная среднее значение силы сопротивления и скорость за цикл колебаний, находят коэффициент демпфирования
Однако определение силы неупругого сопротивления таким образом, как уже было показано ранее, не всегда дает правильные результаты. Поэтому для систем, демпфирование которых зависит от скорости колебаний, при определении коэффициентов демпфирования необходимо пользоваться зависимостью Р-Р(И) . Для ее получения воспользуемся графическим методом построения [I08J , который дает возможность свести к минимуму объем вычислительной работы. Суть этого метода заключается в следующем; на установке (рис.3.4) записываем свободные колебания виброизолятора л2(ч » а затем на установке (рис.3.1) получаем зависимость rsP( ) , причем перемещения согласованы с графиком z.-z\t) т Построение производим в следующей последовательности (рис.3.20): 1. Строим график Р-РСч (рис.3.20а) в удобном масштабе. На оси Z от начала координат откладываем значение статического положения равновесия і?еги из этой точки проводим прямую, перпендикулярную оси Z . В результате получаем координатную систему 2,1 . 2. В системе i-,t строим график свободных колебаний (рис.3.206). 3. Строим прямоугольные координаты Р, Ї , причем их начало должно находиться на одной горизонтали с началом координат системы Р} Ъ и масштаб сил в обоих системах одинаков. 4. Из начала координат Р,2 проводим вниз прямую, перпенди-кулярную оси Ъ , в результате получим координатную систему ZJl . 5. В координатах ЪХ экспериментально или методом графического дифференцирования [109] графика строим график зависимости І=Ш) (рис.3.20в). б. Порядок построения характеристики Р-Р(Ю (рис.3.20г) поясним на примере перестроения точки А. Этой точке на характеристике P P(Z) соответствует определенное смещение (точка А на кривой Z-ВСч) и определенное значение переменной равное Су . Этому значению І1 соответствует определенное значение скорости свободных колебаний (точка А на кривой =).
Особенности конструкций подвесок сидений операторов
Как было отмечено в первой главе, для эффективной защиты обслуживающего персонала от общей вибрации необходимо разрабатывать виброзащитные подвески сидений с нелинейными характеристиками упругих элементов и преобразованием движений. Учитывая ряд особенностей, отмеченных в параграфе 4.1. и требования к подвескам, предло-жены конструкции виброзащитных сидений на основе стержневых канатных виброизоляторов. а) Подвеска сиденья оператора электровоза.
Особенностями машин данного типа является стесненность рабочего пространства, что накладывает ограничения на габариты сиденья. Вибрация имеет пространственный характер, поэтому необходимо применение виброзащитных подвесок 4 или 5 класса (табл.1.4). Как видно из конструкций электровозов, спинки в большинстве случаев отсутствуют, а сиденья выполнены откидными для удобства выхода оператора из кабины.С учетом общих требований и особенностей электрово зов разработано сиденье, представленное на рис Л.7. Оно содержит стойку I с узлом регулировки по высоте 2, двухкаскадный канатный виброизолятор 3 между стойкой I и подушкой сиденья h. Основным преимуществом данной конструкции является простота и малые габари-ты. Защита по трем направлениям осуществляется одним устройством, поэтому подвеска относится к пятой группе (табл.1.4).
При проектировании подвесок сидений операторов необходимо стремиться к тому, чтобы система виброизоляции имела минимальное число связанных форм колебаний. Одним из наиболее эффективных методов достижения этой цели является совмещение центра масс системы "человек-сиденье" с центром жесткости упругих элементов подвески,
В случае, когда центр масс системы лежит на оси, проходящей через геометрический центр сиденья, упругие элементы чаще всего располагают по окружности радиуса R через равные угловые интервалы. Такая подвеска называется обычной кольцевой [112] . В ней независимости форм колебаний можно достичь, разместив упругие элементы в горизонтальной плоскости, проходящей через центр масс, как это выполнено в виброзащитном устройстве (Положительное решение ВНИИГПЭ от 7.04.83 г. по заявке №3475132/23-28, Авт. изобрет. Резников И.Г., Ведерников Н.И., Козлов В.В.),
В реальных системах центр масс расположен на оси, отстоящей от геометрического центра сиденья на некотором расстоянии (рис.4.8). В этом случае упругие элементы удобно располагать в вершинах многоугольника, описанного вокруг эллипса (А.с, №997869), При этом проекция центра масс От системы на горизонтальную плоскость отстоит от геометрического центра сиденья 0 на величину одной трети фокусного расстояния эллипса. При наличии шести упругих элементов вершины многоугольника определяют по следующим формулам где С - величина фокусного расстояния эллипса; о/=СД - конструктивный размер, 0( - большая полуось эллипса (Х /2 ; h - малая полуось эллипса о ; tun - геометрические размеры сиденья; Oi - проекция центра масс системы; О - геометрический центр сиденья. Следует иметь в виду, что положение центра масс системы колеблется относительно среднего положения (заштрихованная область). Для обеспечения устойчивости сиденья необходимо, чтобы центр масс системы не выходил за пределы области, называемой ядром устойчивости-В пределах этой области не происходит наклона сиденья больше допустимого. Экспериментально установлено, что для приведенного случая ядром устойчивости является эллипс, у которого большая полуось равна 1/3 С, а малая ос/за.
Преимущества приведенной выше подвески позволили на основе нее создать виброзащитное сиденье транспортного средства (рис.4.9). Его отличие заключается в наличии спинки и подножки, виброзащита которых осуществляется дополнительным устройством - торсионом. Поэтому данная подвеска относится к четвертой группе (табл.1.4).
