Содержание к диссертации
Введение
1 Системы виброзащиты транспортных средств: состояние вопроса, цель и задачи исследований 10
1.1 Обзор средств виброзащиты операторов мобильных машин 11
1.2 Направляющие механизмы пассивных виброзащитных систем 18
1.3 Мобильные машины как источник вибрационного возмущения оператора 20
1.4 Особенности входных спектров на остове самоходного картофелеуборочного комбайна 26
Выводы 31
2 Динамические модели виброзащитных устройств с направляющим механизмом маятникового типа 33
2.1 Выбор принципиальной схемы виброзащитной системы 33
2.2 Подвеска маятникового типа с параллельно включенными пружиной и демпфером 34
2.3 Передаточная функция подвески маятникового типа с двухкамерным пневматическим упругим элементом 38
2.4 Подвеска маятникового типа с двумя степенями свободы 43
2.5 Подвеска маятникового типа с двумя степенями свободы и двухкамерным пневматическим упругим элементом 47
Выводы 49
3 Влияние параметров подвески с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием на его виброзащитные свойства 50
3.1 Численное решение системы нелинейных дифференциальных уравнений второго порядка, описывающих движение подвески маятникового типа с двухкамерным пневматическим упругим элементом 50
3.2 Распределение коэффициента передачи по площадке виброзащитного устройства 55
3.3 Влияние параметров виброзащитного устройства на АЧХ 58
3.4 Зависимость коэффициента передачи на резонансной частоте от добротности 61
3.5 Зависимость частоты максимальной виброизоляции и коэффициента передачи на ней от добротности и относительного объема дополнительной камеры 66
Выводы 68
4 Оптимизация параметров виброзащитной системы с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием на примере картофелеуборочного комбайна 70
4.1 Выбор и обоснование критерия оптимизации целевой функции 72
4.2 Влияние на критерий оптимизации времени работы оператора 78
4.3 Зависимость критерия оптимизации от относительного объема демпферной камеры, резонансной частоты и момента инерции подвески 81
4.4 Влияние жесткости резинокордной оболочки и потерь в ней на критерий оптимизации 84
4.5 Выбор алгоритма оптимизации параметров виброзащитной системы 87
4.6 Оптимальные параметры виброзащитной системы 90
Выводы 93
5 Результаты промышленных испытаний разработанных виброзащитных устройств 94
5.1 Полевые испытания пневматической подвески сиденья водителя самоходного картофелеуборочного комбайна 94
5.1.1 Технологический режим уборки картофеля 96
5.1.2 Движение по асфальтовой дороге 98
5.1.3 Движение по грунтовой дороге 100
5.2 Стендовые и полевые испытания пневматической подвески промышленного трактора 101
Выводы 106
Основные выводы и результаты работы 107
Список использованных источников
- Направляющие механизмы пассивных виброзащитных систем
- Подвеска маятникового типа с двумя степенями свободы
- Распределение коэффициента передачи по площадке виброзащитного устройства
- Зависимость критерия оптимизации от относительного объема демпферной камеры, резонансной частоты и момента инерции подвески
Введение к работе
Повышение мощности и скоростей движения мобильных машин приводит к увеличению уровня колебаний (вибрации) остова машины. Систематическое воздействие повышенной вибрации оказывает отрицательное влияние на здоровье человека - оператора: снижается работоспособность, развивается вибрационная болезнь, увеличивается вероятность несчастных случаев [1]. Возбуждение интенсивной вибрации транспортных средств обусловлено, как движением по неровным (случайным) поверхностям, так и особенностями выполнения технологического режима сельскохозяйственными и строительно-дорожными машинами, тракторами.
Вибрационное воздействие на человека - оператора мобильных машин регламентируется ГОСТ12.1.012-90. Этот документ учитывает особенности воздействия вибрации на организм человека. В международной практике получил распространение стандарт ИСО 2631-74 [16], который устанавливает более жесткие, по сравнению с отечественными, требования на вертикальную вибрацию в широком диапазоне частот от 0,63 Гц до 125 Гц.
Ряд исследователей отмечает, что уровни вертикальных низкочастотных колебаний на рабочем месте человека - оператора не удовлетворяют требованиям действующих санитарных норм [3, 11, 12, 121, 125]. Результаты испытаний мобильных машин [70] показывают, что в ряде случаев (например, самоходный картофелеуборочный комбайн КСК-4) вибрация на остове машины близка к допустимой по стандарту, а в других - превышает нормы (например, промышленный трактор типа Т-500) [108]. Использование на мобильных машинах унифицированных виброзащитных сидений в отдельных случаях приводит не только к снижению, но и увеличению вибрации в отдельных частотных диапазонах, поэтому требования нормативных документов остаются невыполненными в полной мере.
Уменьшению интенсивности вибрационного воздействия на человека -оператора способствуют снижение виброактивности источника вибрации или применение систем виброизоляции.
Использование на мобильных машинах унифицированных виброзащитных сидений зачастую приводит не только к снижению, но и увеличению вибрации в отдельных частотных диапазонах, поэтому требования нормативных документов остаются невыполненными в полной мере.
При разработке новых образцов перспективной техники, соответствующей международному уровню качества необходимо ориентироваться на нормы, обеспечивающие комфортные условия труда оператора, соответствующие требованиям стандартов. Именно выполнение этих норм позволяют избежать профессиональных заболеваний человека-оператора и расширить экспортные поставки изделий производства.
В связи с этим, работа, посвященная научному обоснованию и созданию системы виброзащиты человека - оператора мобильных машин с широкополосным спектром возмущений, носящая технико-экономический и социальный характер, является актуальной.
Работа выполнена в ОрелГТУ в соответствии с планами научного направления «Динамика, прочность машин и силовой гидропривод», договора о творческом содружестве с Рязанским ГСКБ по картофелеуборочным машинам, хоздоговора с Челябинским филиалом НАТИ и Чебоксарским заводом промышленных тракторов, а также по теме РФФИ 06-08 96320 «Исследования динамики и разработка расчётно-теоретических основ синтеза кинематически возбуждаемых структурно-неоднородных технических систем».
Цель работы - обоснование параметров и создание системы виброзащиты человека-оператора мобильных машин с широкополосным спектром возмущений на остове и их реализация применительно к картофелеуборочным комбайнам и промышленным тракторам.
Задачи исследования:
- выбрать принципиальную схему виброзащитной системы на основе обзора и существующих способов и средств виброзащиты оператора и анализа виброзащитных свойств систем с направляющим механизмом маятникового типа и различными упругодемпфирующими элементами с одной и двумя степенями свободы;
выполнить линеаризацию дифференциальных уравнений движения виброзащитной системы с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием и сопоставить результаты решения линейной и нелинейной систем дифференциальных уравнений;
исследовать виброзащитные свойства подвески с двухкамерным пневматическим упругим элементом и внутренним дросселированием, а также разработать методику инженерного расчета её параметров;
обосновать критерий оптимизации, позволяющий определить параметры виброзащитного сиденья оператора, и подтвердить его достоверность на примере самоходного картофелеуборочного комбайна;
разработать конструкции виброзащитных систем для защиты оператора от вертикальной вибрации;
провести промышленные испытания разработанных систем для проверки их эффективности и сопоставления виброзащитных свойств с серийно выпускаемыми устройствами для самоходного картофелеуборочного комбайна и кабины промышленного трактора.
Объект исследования - виброзащитная система оператора мобильных машин технологического назначения с широкополосным спектром возмущений на остове (применительно к самоходному картофелеуборочному комбайну и трактору промышленного назначения).
Предмет исследования - динамическая модель и свойства виброзащитной системы с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием и закономерности распределения виброускорений на площадке устройства.
Методы исследования: обзор, анализ и обобщение результатов исследований и опытно-конструкторских работ; теоретические исследования основаны на методах аналитической механики, теории колебаний, прикладной газовой динамики, теории функции комплексной переменной, теории дифференциальных уравнений; численные методы, оптимизационные методы, включая методы мно-
гокритериальной оптимизации, основаны на пакетах прикладных программ для ЭВМ; экспериментальные исследования и промышленные испытания. Научная новизна работы:
получены линейная и нелинейная динамические модели виброзащитной системы с направляющим механизмом маятникового типа и пневматическим двухкамерным упругим элементом с внутренним дросселированием с одной и двумя степенями свободы;
установлено, что для анализа виброзащитных свойств (АЧХ) подвески с направляющим механизмом маятникового типа и пневматическим двухкамерным упругим элементом с внутренним дросселированием нелинейную систему можно заменить искусственной линейной, введя критерий добротности, величина которого определяться из условия эквивалентности АЧХ линейной и нелинейной систем;
установлено, что поле ускорений по длине маятника, на котором располагается виброизолируемая площадка, неравномерно и имеются зоны, в которых виброизоляция в некотором диапазоне частот осуществляется наиболее эффективно;
осуществлён выбор параметров виброзащитной системы с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием по критерию минимизации дисперсии отклонения реального выходного сигнала от идеального.
исследовано влияние основных параметров виброзащитной системы с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием на ее виброзащитные свойства.
Достоверность полученных результатов обоснована использованием классических теорий механики твёрдого тела, жидкости и газа; обеспечивается соответствующим выбором расчетных моделей, использованием адекватного математического аппарата и применением известных математических методов решения дифференциальных уравнений, современной вычислительной техники и программного обеспечения; подтверждается качественным и количественным
согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными; положительными результатами опытно-промышленных испытаний созданных виброзащитных устройств, которые проводились по стандартным методикам измерений вибраций машин и виброизмерительной аппаратура фирмы «Брюль и Кьер» на «Центральной машиноиспытательной станции» в рамках второго этапа государственных испытании самоходного картофелеуборочного комбайна КСК-4, на стенде СТ-10 Чебоксарского завода промышленных тракторов и «Уральской машиноиспытательной станции». На защиту выносятся:
динамическая модель виброзащитной системы с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом;
расчет поля вертикальных ускорений на виброизолируемой площадке при заданном входном воздействии;
методика выбора параметров виброзащитной системы по критерию минимизации отклонения реального выходного сигнала от идеального;
результаты испытаний виброзащитного сиденья водителя с пневматической подвеской для самоходного картофелеуборочного комбайна;
виброзащитная система для кабины промышленного трактора и результаты его испытаний.
Практическая ценность работы:
разработано программное обеспечение, позволяющее анализировать и проектировать виброзащитные системы с заданными техническими характеристиками на основе подвески маятникового типа и двухкамерного пневматического упругого элемента с внутренним дросселированием;
разработана методика инженерного расчета параметров виброзащитной системы с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием по критерию минимизации дисперсии отклонения реального выходного сигнала от идеального при известном входном воздействии на остове;
разработана конструкция и изготовлен опытный образец виброзащитного сиденья оператора самоходного картофелеуборочного комбайна, прошедший испытания на «Центральной машиноиспытательной станции»;
разработана конструкция и изготовлен опытный образец виброзащитной системы кабины промышленного трактора на базе серийно выпускаемых резинокордных оболочек, прошедший стендовые испытания на Чебоксарском заводе промышленных тракторов;
изготовлен опытный образец виброзащитной системы кабины промышленного трактора на базе малогабаритных резинокордных оболочек, прошедший промышленные испытания на «Уральской машиноиспытательной станции».
Реализация работы:
результаты теоретических и экспериментальных исследований переданы, в соответствии с заключенными договорами, Рязанскому ГСКБ по картофелеуборочным комбайнам, Чебоксарскому заводу промышленных тракторов, Челябинскому филиалу НАТИ;
опытные образцы виброзащитных систем переданы отделу стендовых испытаний Чебоксарского завода промышленных тракторов и УралМИС;
результаты исследований используются в учебном процессе.
Апробация работы. Результаты исследований, проектных работ и испытаний докладывались и получили одобрение на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава ОрёлГТУ в период с 1990 г. по 2007 г., международных и всероссийских научно-технических конференциях и симпозиумах, в том числе: «Фундаментальные и прикладные проблемы технологии машиностроения» (Орел, 2004, 2006 гг.); «Интеграция науки и производства в отраслях агропромышленного комплекса» (Вильнюс, 1984 г.); первый и второй Международные симпозиумы «Механизмы и машины ударного, периодического и вибрационного действия» (Орел, ОрелГТУ, 2000, 2003 гг.) и III -«Ударно-вибрационные системы, машины и технологии» (Орел, ОрелГТУ, 2006 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 13 работ.
Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, основных результатов и выводов, списка литературы из 129 наименований, 6 приложений и содержит 132 страницы, в том числе 117 страниц основного текста, в котором 3 таблицы, 43 рисунков, и 15 страниц приложения.
Направляющие механизмы пассивных виброзащитных систем
Исследуем на примере самоходного картофелеуборочного комбайна (ри сунок 1.6) процесс формирования вибровозмущающего воздействия на остове комбайна 20, в том месте, где к нему крепится сиденье 18.
Самоходный четырёхрядный картофелеуборочный комбайн типа КСК-4 предназначен для копки клубней картофеля, отделения их от почвы, удаления ботвы и других примесей и погрузки клубней в транспортное средство. Комбайн состоит из шасси и навешанных на него рабочих органов для уборки картофеля.
Шасси включает в себя несущий остов 20, опирающийся на неподрессо-ренные мосты 7 и 22 ведущих и управляющих колёс, кабину 19 с подрессоренным сиденьем водителя 18 и расположенный непосредственно за ней силовой агрегат 17. Коробка передач в сочетании с гидроприводом обеспечивает бесступенчатое изменение скоростей от 0 до 20 км/ч. В качестве силового агрегата используется дизель марки СМД-64 с номинальной частотой вращения выходного вала 1900 об/мин.
При движении комбайна по полю лемеха подрезают пласт четырёх смежных рядков картофеля и передают его на основной элеватор 1, где разрушается пласт и сепарируется почва. Оставшаяся масса передаётся на второй элеватор 2.
Подкапывающая часть является частью приёмной и состоит из активных боковин и пассивных лемехов. Активные боковины с помощью рычагов с резиновыми втулками шарнирно подвешены к раме элеватора и жёстко соединены с шатунами эксцентрикового вала. Частота их колебаний примерно 8 Гц. Даже на холостом ходу, когда приёмная часть приподнята, вклад этих колебаний в суммарный спектр существенен.
Для улучшения сепарации почвы верхнее рабочее полотно пруткового элеватора приёмной части 1 постоянно встряхивается. Достигается это действием двух роликов, закреплённых на рычаге, возвратно-поступательное движение которому передаётся от кривошипно-шатунного механизма. Поскольку за один оборот оба ролика последовательно взаимодействуют с полотном, частота встряхивания полотна в два раза больше частоты вращения вала.
Второй элеватор 2 расположен за первым элеватором и предназначен для дальнейшей сепарации и подачи оставшейся массы на комкодавитель. Конструкция механизма встряхивания этого элеватора аналогична механизму встряхивания основного элеватора. Эти механизмы в конструкции комбайна являются источниками его дополнительного вибрационного возбуждения.
Комкодавитель 3 предназначен для разрушения почвенных комков и передачи массы с помощью поперечных транспортёров на третий элеватор. На третьем элеваторе 5 происходит дальнейшая сепарация почвы и передача массы: потока клубней на горизонтальную часть выносного транспортёра 6, а потока ботвы и растительных примесей - на редко прутковый транспортёр 9 ботвоуда-ляющего устройства 11.
В конструкцию комбайна также входят: подъёмный транспортёр 8 барабанного типа; переборочный транспортёр 13; транспортёры загрузки 15, выгрузки 16 и примесей 14.
Неотъемлемой частью конструкции любой из трёх моделей комбайнов (КСК-4, КСК-4-1, КСК-4А-1) является элеватор. Его работа даже на холостом ходе является причиной вибрации комбайна. В случае если по полотну пруткового элеватора движется почва с клубнями картофеля и комками, которые благодаря встряхиванию подпрыгивают на нём, а масса из-за сепарации меняется, возникает дополнительное динамическое воздействие на комбайн, носящее случайный характер.
Из проведенных экспериментальных исследований [70] следует, что в энергетическом спектре виброускорений, измеренном на остове комбайна под сиденьем, на частоте примерно 30 Гц возникает всплеск. Анализ показал, что его причиной является энергетическая установка. Коленчатый вал дизеля СДМ-64 вращается с номинальной скоростью соответствующей примерно 2000 об/мин. Именно на основной частоте, соответствующей этой скорости вращения вала, происходит интенсивное вибрационное возбуждение всей рамы комбайна. Поскольку энергетическая установка находится в непосредственной близости от кабины водителя, вибрационное возбуждение на этой частоте на полу кабины под сиденьем достигает максимума. Всё это накладывает характерный отпечаток на вид спектра виброускорений под сиденьем водителя.
Как показывает проведенный анализ, практически все рабочие органы комбайна, а также его энергетическая установка являются источниками вибрационного возмущения. Причём, одни из них являются источниками детерминированного вибрационного возмущения, а другие (например, лемеха, элеваторы) - детерминированного и случайного одновременно. Исключить эти источники вибровозмущений из конструкции комбайна практически невозможно, поскольку рабочие органы необходимы для выполнения технологических операций по уборке картофеля.
Источники возбуждения закреплены в различных точках на остове комбайна, которую в данном случае нельзя рассматривать как твёрдое тело. Следовательно, вибрационный процесс в любой точке остова зависит от всех источников возбуждения, расположенных на ней. На рисунке 1.7 показана схема получения результирующего вибрационного воздействия в заданной точке остова. На схеме используются обозначения: qfj) - один из входных процессов, обусловленных виброактивностью і - го источника возбуждения; H,{f) - линейная, не зависящая от времени частотная характеристика.
Подвеска маятникового типа с двумя степенями свободы
Анализ передаточной функции (2.22) показывает, что структурно она совпадает с оптимальной [80, 78], реализует обычно путем сочетания пневмо-подвески с механизмом преобразования движения.
Для колесных машин, таких как самоходный картофелеуборочный комбайн [70], автогрейдер [78] и других в транспортном режиме движения, вертикальные ускорения под сидением водителя можно рассматривать, как стационарный узкополосный процесс с центральной частотой совпадающей с частотой собственных колебаний рамы машины. Хорошую аппроксимацию таких спектров дает выражения вида: где оу - среднее квадратическое значение ускорения; а, (3 - параметры спектра; со - частота входного воздействия.
Именно для таких спектров передаточная функция вида (2.22) структурно совпадает с оптимальной. Численные значения коэффициентов оптимальной передаточной функции зависит от конкретных значений параметров спектральной плотности входного воздействия.
Добиться полного совпадения коэффициентов оптимальной передаточной функции и передаточной функции, описываемой уравнениями (2.22) и (2.23), в общем случае не удается. Последнее объясняется тем, что, как следует из (2.23), часть коэффициентов зависят между собой, в то же время эта связь для коэффициентов оптимальной передаточной функции не характерна. Оптимальные параметры виброзащитной системы можно определить методом среднеквадратического приближения [78].
Эффективность оптимальной виброзащиты системы водителя объясняется тем, что максимальное виброгашение осуществляется на резонансной частоте колебаний машины. Это становится возможным благодаря наличию провала в ее амплитудно-частотной характеристике, который совпадает с центральной частотой спектра ускорений на полу кабины.
Стремление максимально упростить и удешевить конструкцию подвески маятникового типа [15] привели к появлению расчетной схемы показанной на рисунке 2.3. Здесь вместо подшипников в узле шарнирного подвеса оси О, используются резинометаллические втулки, обладающие радиальной жесткостью С\ и окружной Сг. где хс - вертикальное перемещение центра тяжести подвески; Ф - угол поворота массы т; С, С\ - коэффициенты жесткости упругого элемента и резинометалличе-ской втулки соответственно (Ci = \/-С); С2 - жесткость на кручение резинометаллической втулки (С2= С/ а); , i - коэффициенты вязкого сопротивления демпфера и резинометаллической втулки ( i = у ) соответственно. Используя преобразование координат х = хс-гф, (2.26) где х - вертикальное перемещение текущего сечения подвески; г - расстояние от центра масс до текущего сечения (положительное направление отсчёта г показано на рисунке 2.5), а также преобразование Лапласа функций х, у и ф в уравнении (2.25), (2.26), и решая полученную систему уравнений, получим выражение для передаточных функций от внешнего воздействия по перемещению w (s)=X(Sh a s3+a2s2 +iS+ h (2.27) где X(S) - изображение перемещения х сечения подвески; Y(S) - изображение перемещения у остова; S=in- комплексная относительная частота (п = со/(о0). Коэффициенты передаточной функции имеют вид:
Как и в подвеске маятникового типа с одной степенью свободы, эта частота U)7Z=O зависит от положения рассматриваемого сечения г и может быть как больше, так и меньше первой резонансной частоты системы СО]. В последнем случае объект виброзащиты должен быть расположен левее т. О (рисунке 2.3).
Структурно передаточная функция (2.27) виброзащитной системы маятникового типа с двумя степенями свободы полностью совпадает с передаточной функцией двухкаскадной виброзащитной системы, также обеспечивающий амплитудный провал на заданной частоте [87, 119]. В тоже время расчёты показывают практически полное совпадение АЧХ (погрешности не превышают нескольких процентов) систем маятникового типа с одной и двумя степенями свободы в диапазоне частот от 0 до 0,5 "г при одинаковых значениях о и Q. При соответствующем выборе параметров вторая резонансная частота системы (02 может значительно превосходить первую со і. Например, при параметрах подвески: к\ ОД; є 1,2; \/ 100 отношение резонансных частот &2/(0] 500. Таким образом, при использование в шарнирной опоре (т. О) резинометалличе-ской втулки виброзащитные свойства системы маятникового типа практически не изменяется (при оговоренных выше условиях и со і 1,0 Гц) в диапазоне частот от 0 до 250 Гц, где и нормируется вертикальное вибрация.
Поэтому, с целью снижения стоимости системы рекомендуется замена подшипников в шарнирной опоре (т. О) резинометаллическими втулками. В качестве второго положительного эффекта, соответствующего этой замене, следует отметить улучшение виброзащитных свойств системы при со —»оо: lim Tz= 0.
Отметим также отсутствие необходимости в техническом обслуживании шарниров, выполненных на основе резинометаллических втулок и снижении до минимума сил сухого трения. Последнее объясняется отсутствием трущихся поверхностей. Отсутствие смазки и необходимости в ее замене или надежной герметизации трущихся поверхностей, несомненно, приводят к повышению надежности работы шарнира при минимуме затрат. Амплитудный же всплеск на второй резонансной частоте, как уже отмечалось, можно сместить в область частот, где вертикальные виброускорения не нормируются. двухкамерным пневматическим упругим элементом
Ряд преимуществ, связанных с использованием резинометаллических втулок в качестве шарниров, и в первую очередь снижение стоимости конструкции, определяют целесообразность исследования виброзащитных свойств системы -подвеска маятникового типа с двумя степенями свободы и двухкамерным пневматическим упругим элементом представлена на рисунке 2.4.
Распределение коэффициента передачи по площадке виброзащитного устройства
Передаточная функция (2.22) полностью определяет виброзащитные свойства линейной виброзащитной системы. Так, в частности, действительная часть выражения (2.22) определяет АЧХ линейной виброзащитной системы, а её мнимая часть - фазочастотную характеристику (ФЧХ) линейной виброзащитной системы. Как отмечено выше, АЧХ нелинейной системы можно получить из линейной, подобрав для неё добротность Q. Поскольку время, затрачиваемое на численное решение системы дифференциальных уравнений (2.20) на ЭВМ и последующий расчёт АЧХ нелинейной системы значительно (примерно на порядок) превышает время расчета АЧХ линейной системы, то представляется целе сообразным, учитывая всё вышеизложенное, для характеристики виброзащитных свойств подвески с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием, использовать передаточную функцию (2.22).
С этой целью создан дополнительный комплекс программ для анализа виброзащитных свойств подвески с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием. Разработанный алгоритм предусматривает определение АЧХ виброзащитной системы для различных её параметров. В качестве таковых выступают: относительное расстояние г; относительная частота ю00, определяемая жесткостью резинокордной оболочки; добротность Q0, обусловленная потерями в материале резинокордной оболочки; относительный радиус инерции подвески К\; относительный объем дополнительной камеры N; добротность Q, обусловленная дросселированием потока газа при протекании из объема V\ в объем Vi. Фактически получены значения коэффициента передачи Tz как функция указанных выше параметров и относительной частоты возмущающего воздействия п. Функция Tz (г, ю00, Qo, К\, N, Q) представляет собой некоторую гиперповерхность в пространстве шести параметров. Для анализа этой функции и получения наглядных результатов произведено сечение указанной гиперповерхности некоторыми плоскостями. В результате получается серия нижеприведённых графиков.
Разработанные программы позволяют исследовать влияние любого из этих параметров на значения коэффициента передачи Tz в зависимости от возникающих потребностей.
Кроме того, в процессе анализа АЧХ виброзащитной системы получены некоторые другие функции. В частности, исследованы максимумы и минимумы АЧХ, определены относительные частоты птак и пт\п, а также соответствующие им значения коэффициента передачи Ггтахи Tzm\n, влияние на них добротности Q виброзащитной системы и определены зависимости добротности от других параметров.
На рисунке 3.3 представлена зависимость коэффициента передачи Tz от относительного расстояния г (г = г/1) [114]. Значение F = О соответствует сечению, расположенному под центром масс виброизолируемого объекта. Значение г= 1,0 соответствует сечению, расположенному на оси подвеса (см. рисунок 2.2, т. О). Кривая 1 на рисунке 3.3 соответствует значению относительной частоты п{п со/coo) внешнего возмущающего воздействия равного 0,8. Для этой частоты при г = 0,32 коэффициент передачи Tz достигает минимума. Для больших значений относительных частот п = 1,0 (кривая 2) и и = 1,2 (кривая 3) экстремум на кривой Т2 (г) смещается в сторону меньших значений г (г = 0,22 при и = 1иг = 0,14 при п = 1,2). Значение самого минимума снижается с ростом относительной частоты п со значения Tz = 0,16 при п = 0,8 до значения 0,12 при п = 1,0 и 0,09 при п = 1,2.
Значения коэффициента передачи в сечении, расположенном под центром масс виброизолируемого объекта с ростом п достаточно резко уменьшаются. Так при увеличении п со значения 0,8 до 1,0, Tz уменьшается в 1,7 раза, а со значения 0,8 до 1,2 в 2,5 раза. Таким образом, на площадке виброзащитного устройства существует зона, в которой при определённых частотах гашение колебаний осуществляется наиболее эффективно.
Как отмечалось в разделе 2, передаточная функция виброзащитного устройства с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием структурно совпадает с оптимальной для определённых видов входного воздействия. Её АЧХ для определённых сечений совпадает с АЧХ виброзащитного устройства с двухкамерным пневматическим упругим элементом и механизмом преобразования движения. Из рисунка 3.4 видно, что это действительно так. Кривая 1, построенная для г = 0,4 и Q = 7, имеет в зарезонансной области зону, в которой гашение колебаний наиболее эффективно (минимум на кривой при п = 0,74). При больших значениях относительной частоты (п » 0,74) значения коэффициента передачи ограничены (для кривой 1 значением 0,36), то есть при п стремящемся к бесконечности Т2 не стремится к нулю, как в обычных пневматических виброзащитных устройствах.
Зависимость критерия оптимизации от относительного объема демпферной камеры, резонансной частоты и момента инерции подвески
Методы оптимизации позволяют выбрать из возможных вариантов виброзащитной системы наилучший. В настоящее время известен целый ряд высокоэффективных алгоритмов [73, 75, 90, 117], позволяющих с использованием ЭВМ найти оптимальный вариант конструкции.
Рассматривая некоторую произвольную систему, описываемую т уравнениями с п неизвестными, можно выделить три основных типа задач. Если т = п, что характерно для задач объединяющих линейные уравнения, которые имеют одно решение. Если т п, то задача переопределена и, как правило, не имеет решения. Наконец, при т п задача недоопределена и имеет бесконечно много решений. В практике проектирования чаще всего приходится иметь дело с задачами третьего типа. При этом необходимо сформулировать дополнительные условия для выбора оптимального варианта.
Под проектными параметрами понимают независимые переменные, которые полностью и однозначно определяют решаемую задачу проектирования. Проектные параметры - неизвестные величины, значения которых вычисляются в процессе оптимизации. В качестве п проектных параметров, характеризующих исследуемую систему, используем следующие величины: время работы оператора Гчас; относительное расстояние г; добротность Q, обусловленная дросселированием потока газа при протекании из объема V\ в объем V2; относительный радиус инерции подвески К\\ относительная частоташ00, определяемая жесткостью резинокордной оболочки; добротность QQ, обусловленная потерями в материале резинокордной оболочки. Тчас, r,Q,Kh „о, Q0 (4.1)
Количественно сравнить два альтернативных решения позволяет целевая функция - некоторое выражение, значение которого необходимо сделать макси мальным или минимальным. С математической точки зрения целевая функция описывает некоторую (и+1)-мерную поверхность. Её значение определяется проектными параметрами: Kath = Kath (Гчас, г Д Kh й00, Q0) (4.2)
При наличии только одного проектного параметра целевую функцию можно представить кривой на плоскости. Если проектных параметров два, то целевая функция изображается поверхностью в пространстве трех измерений. При трех и более проектных параметрах поверхности, задаваемые целевой функцией, называются гиперповерхностями и не поддаются изображению обычными средствами. Топологические свойства поверхности целевой функции играют большую роль в процессе оптимизации, так как от них зависит выбор наиболее эффективного алгоритма.
Целевая функция в ряде случаев может принимать самые неожиданные формы. Например, ее не всегда удается выразить в замкнутой математической форме, в других случаях она может представлять собой кусочно-гладкую функцию. Иногда для задания целевой функции требуется таблица экспериментальных данных.
Область, определяемая всеми п проектными параметрами, образует так называемое пространство проектирования. Пространство проектирования не столь велико, как может показаться, поскольку оно обычно ограничено рядом условий, связанных с физической сущностью задачи. Ограничения могут быть столь сильными, что задача не будет иметь ни одного удовлетворительного решения. Ограничения делятся на две группы: ограничения - равенства и ограничения - неравенства.
Ограничения равенства - это зависимости между проектными параметрами, которые должны учитываться при отыскании решения. Число ограничений -равенств может быть любым. Для исследуемой системы (подвески маятникового типа с пневматическим двухкамерным упругим элементом с внутренним дросселированием) они имею вид: Ф(Г«,г,ал:ью,бь) = 0 (4.3) В рассматриваемом случае все параметры, определяемые выражением (4.1) независимы между собой.
Ограничения неравенства - это особый вид ограничений, выражаемых неравенствами. В общем случае их может быть достаточно много и они могут иметь вид:
В настоящее время для оценки эффективности средств виброзащиты используется достаточно много критериев. Кратко остановимся на сущности некоторых из них.
Кривую спектральной плотности виброускорений или виброскоростей, определяющую нормативный уровень вибраций, можно получить, путём перевода нормированных среднеквадратических значений ускорений или скоростей в частотных полосах.
Пусть нормативная кривая спектральной плотности виброускорений имеет вид [64, 80,95]: R(S) = Ai2-I(S) I{-S) (4.5) где А і - постоянная величина ускорения; 7(5) и I(-S) - факторизованные безразмерные сомножители в дробно рациональных функциях S = г-со, причём \I(-S)/I(S)\ =1;
Причем I(S) содержит полюсы и нули только в левой полуплоскости, а I(-S) - полюсы и нули только в правой полуплоскости.
Входной сигнал 7(5) преобразуется передаточной функцией W{S) и сигнал на выходе X(S) сравнивается с желаемым идеальным сигналом 7(5) (рисунок 4.1). Показателем качества виброзащитной системы (К) является дисперсия ошибки между входным и желаемым сигналом. При решении задачи оптимизации величину этого критерия необходимо свети к минимуму.
Похожие диссертации на Система виброзащиты человека-оператора при широкополосном спектре возмущений на остове транспортного средства
