Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Проблема колебаний силовых агрегатов быстроходных гусеничных машин. Цели и задачи исследования. 8
1.1. Особенности динамики силовых агрегатов быстроходных гусеничных машин 8
1.2. Уровни вибраций транспортных дизелей гусеничных машин 9
1.3. Изменения требований виброизоляции силовых агрегатов гусеничных машин, подлежащих конверсии 18
1.4. Пути снижения вибрации от дизелей гусеничных машин 19
1.5. Конструкции виброизоляторов для гусеничных машин... 21
1.6. Выводы по главе 1. Цели и задачи исследования ...29
Глава 2. Моделирование динамического поведения силового агрегата гусеничной машины 30
2.1. Принципы виброизоляции 30
2.2. Моделирование колебаний двигателя 31
2.3. Статические смещения виброизолированного агрегата , 36
2.4. Динамические смещения, виброизолированного агрегата 37
2.5. Выбор виброизолятора 40
2.6. Виброизоляторы двигателей колесных и гусеничных машин 43
2.7. Конструкция виброизолирующей опоры силового агрегата ГМ 61
2.8. Результаты исследования динамики виброизолирующих подвесок силовых агрегатов гусеничных машин 67
2.9. Выводы по главе 2 78
Глава 3. Экспериментальные установки для оценки колебаний транспортного дизеля на виброизолирующих опорах гусеничной машины 79
3.1. Экспериментальная гусеничная машина для исследования вибраций в условиях ходовых испытаний 79
3.2. Колебания силового агрегата на стенде 82
3.3. Экспериментальный стенд для исследования вибраций транспортных дизелей гусеничных машин 86
3.4. Измерение основных величин и оценка погрешности измерений при проведении экспериментальных исследований 90
3.5. Методика анализа и оценки вибрации 94
3.6. Программа научных исследований по изучению вибраций гусеничных машин 96
3.7. Обработка экспериментальных измерений вибраций 100
3.8. Применение компьютера для исследования вибрации 100
3.9. Получение исходных данных об уровнях вибрации транспортных дизелей конверсируемых гусеничных машин 102
3.10. Выводы по главе 3 104
Глава 4. Результаты экспериментальных исследований эффективности виброизоляции силовых установок гусеничных машин 105
4.1. Оценка уровней вибрации силовой установки конверсируемых гусеничных машин 105
4.2. Сравнительные испытания дизелей в составе силовых установок... 114
4.3..Результаты ходовых испытаний
4.4. Выводы по главе 4 137
Общие выводы 138
Литература 140
- Изменения требований виброизоляции силовых агрегатов гусеничных машин, подлежащих конверсии
- Виброизоляторы двигателей колесных и гусеничных машин
- Экспериментальный стенд для исследования вибраций транспортных дизелей гусеничных машин
- Получение исходных данных об уровнях вибрации транспортных дизелей конверсируемых гусеничных машин
Введение к работе
Современная эпоха характеризуется не только масштабами промышленного развития, всех видов транспорта, но и для целого ряда развитых стран конверсией производства, конверсией различных видов техники. Многоцелевые транспортные машины широкого назначения с дизелями в процессе конверсии находят все большее применение в народном хозяйстве. При этом возникает целый ряд проблем, решение которых позволяет использовать конверсионную технику без угрозы для окружающей среды и обслуживающего персонала. В связи с этими положениями» тема настоящей диссертационной работы является актуальной.
Обеспечение безопасных условий труда обслуживающего персонала связано, прежде всего, со снижением уровней шума и вибраций, передаваемых от транспортных дизелей. Увеличение надежности и долговечности образцов гусеничных машин связано с применением новых типов дизелей и систем виброизоляции. .
Уровни вибраций от транспортных дизелей, передаваемых на корпуса гусеничных машин превышают допустимые уровни.
Динамические нагрузки силового, агрегата с ростом скоростей движения ГМ приобретают первостепенное значение т.к. влияют на работоспособность водителя и пассажиров долговечность узлов и агрегатов ГМ. Поэтому при создании новых моделей ГМ в результате конверсии способных работать в условиях бездорожья необходимо снижать динамические нагрузки действующие на экипаж.
Правильный выбор параметров подвески силового агрегата позволяет уменьшить интенсивность колебаний двигателя. При этом важно рассчитать колебания, передаваемые от двигателя на корпус ГМ. При движении от неровности дорожного полотна, подвески и корпуса ГМ на силовой агрегат.
Цель работы: снижение вибрации силовых агрегатов конверсионных гусеничных машин за счет применения разработанного виброизолятора для обеспечения безопасных условий труда водителя и пассажиров.
Задачи исследования:
Разработать математическую модель динамического поведения силового агрегата на виброизолирующих опорах ГМ.
Исследовать на модели динамические поведения силового агрегата ГМ.
Разработать конструкцию виброизолирующей опоры для силового агрегата ГМ,.
Оценка эффективности работы опытной виброизолирующей опоры силового агрегата при установке на конверсионную ГМ.
Предмет исследования: виброизолирующая опора для силового агрегата ГМ.
Объект исследования: система виброизоляции силового агрегата быстроходной ГМ
Научной новизной работы является решение научно-технических проблем виброизоляции подвески силового агрегата ГМ, состоящее в:
разработке математической модели динамической нагруженности силового агрегата, позволяющей решать задачи виброизоляции применительно к ГМ.;
разработке математического метода расчета амплитудно-частотных характеристик силового агрегата ГМ;
получении теоретических и экспериментальных данных о частотных характеристиках силового агрегата ГМ;
получении экспериментальных данных об уровнях вибраций дизелей при испытаниях ГМ в стендовых и полевых условиях;
разработке систем снижения вибрации силового агрегата.
Практическая ценность состоит в разработке математической модели динамического поведения силового агрегата ГМ и программного комплекса позволяющего проводить численное исследование динамического поведения силового агрегата ГМ, прогнозирование уровней вибраций двигателей на стадии проектирования, доводки или модернизации ГМ, вести подбор виброизоляторов для установки их на силовом агрегате ГМ, получать амплитудно-частотные характеристики силового агрегата с различными типами виброизоляторов.
Реализация результатов исследования осуществлена в ОАО «Рубцовский машиностроительный завод» при разработке и усовершенствования ГМ, подлежащих конверсии, в учебном процессе АлтГТУ.
Методы исследования. Для решения поставленных в диссертационной работе задач использовались методы измерений и уровней вибрации силового агрегата, в кабине водителя ГМ, методы математического моделирования динамического поведения силового агрегата, численные методы математического анализа.
Апробация работы. Результаты исследований докладывались на научных семинарах кафедр «Автомобили и тракторы» Алтайского государственного технического университета и Рубцовского индустриального института в 1999...2004 годах, международной технической конференции в г. Барнауле, ежегодных научно-технических конференциях Рубцовского индустриального института, международной научно-технической конференции Пензенского государственного технического университета 2001 ...2004 г., научно-технической конференции Красноярского государственного технического университета 2002г., в международный журнал по транспортным технологиям (г. Минск 2002 г.), в сборнике Новосибирской государственной академии водного транспорта в 2002...2003 г., международной научно-технической конференции Волгоградского государственного научно-технического университета в 2002 г.
Публикации. Материалы диссертации опубликованы в семнадцати печатных работах.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех разделов, общих выводов и рекомендаций, списка литературы. Диссертация содержит страниц машинописного текста, рисунка и таблицы.
В соответствии с содержанием работы, автором выносятся на защиту следующие основные положения:
Математическая модель динамического поведения силового агрегата ГМ.
Теоретические и экспериментальные динамические характеристики силового агрегата ГМ.
Конструкция виброизолирующей опоры силового агрегата ГМ.
Результаты исследования на модели динамических характеристик силового агрегата ГМ.
Экспериментальные данные по вибрации транспортных дизелей конверсионных ГМ.
Результаты по снижению вибрации силового агрегата конверсионной ГМ.
Изменения требований виброизоляции силовых агрегатов гусеничных машин, подлежащих конверсии
При конверсии ГМ появляется необходимость нового подхода к обеспечению виброизоляции силовых агрегатов ГМ. Для дизелей силовых агрега-. тов автомобилей и тракторов существуют стандарты, ограничивающие уровни вибраций. Для транспортных дизелей таких строгих требований ранее не предъявлялось, хотя на; предприятиях-изготовителях контролировались. уровни вибраций и велись работы по виброзащите корпусов, приборов и оборудования. При этом уровень вибраций всегда интересовал больше с точки зрения обеспечения надежности и прочности конструкций изделий [15]. При изменении назначения гусеничных машин, например, для использования в составе посевного агрегата, по существу требования по виброзащите водителей должны соответствовать требованиям ГОСТ 12.4.304-85 и ГОСТ12Х012-90 для автотранспортной техники. Дизели гусеничных машин должны иметь уровни вибраций, отвечающие требованиям санитарных норм, обеспечивающие безопасную работу экипажей. Уровни вибрации должны обеспечивать безопасные условия работы в течение продолжительного времени 8 часов и более [42]. Требования к гусеничным машинам, эксплуатируемым в народном хозяйстве сводятся к следующим: 1. Обеспечение тяговых и динамических качеств при снижении частот вращения дизелей и увеличении максимального крутящего момента [123,69]; 2. Увеличение моторесурса дизелей, повышение их надежности, долговечности за счет снижения вибраций [110]; 3. Обеспечение плавности хода, способности передвижения по бездорожью при условии ударов и вибраций корпусов [72,106]; 4. Обеспечение безопасности экипажей по уровням вредных вибраций. Основными путями снижения вибрации от транспортных дизелей гусеничных, машин» подлежащих конверсии, являются следующие: 1. Снижение активности источника вибрации путем выполнения мероприятий конструктивного, технологического и эксплуатационного характера [7,20,36,59,,64,70,122]. К таковым следует отнести следующие: - применение рабочих процессов с низкими величинами максимального давления сгорания и низкими максимальными скоростями нарастания давления - применение процессов с «мягкой» перекладкой поршней у верхней мертвой точки (ВМТ) за счет выбора конструктивных соотношений деталей КПІМ и средней скорости поршня; - дополнительное уравновешивание от сил инерции, ЦБС и моментов на устанавливаемых дизелях, применение виброгасителей и гасителей крутильных колебаний валов; - предотвращение или устранение резонансных режимов методом выбора режимов эксплуатации; 2.
Виброизоляция источника вибрации за счет применения систем виброзащиты. К методам виброизоляции следует отнести [9, 44, 71, 78, 82,105]: - пассивные виброизолирующие системы; - активные виброизолирующие системы, в которых работа дополнительных излучателей в непосредственной близости от источника вибрации приводит к изменению нагрузочного импеданса этого источника и уменьшает излучаемую или активную мощность. 3. Снижение уровней вибрации на пути ее распространения [47,64,78,136]. Для снижения крутильных колебаний, передаваемых дизелем через муфту на трансмиссию, широкое применение получили антивибраторы. Основные свойства виброизоляторов можно представить тремя пара метрами, не зависящими от времени: жесткостью, вязкостью и инерционно стью. « . . Существуют несколько препятствий для повышения эффективности систем виброизоляции на гусеничной машине: рост размеров виброизоляторов, увеличение статических отклонений при изменении нагрузки, невозможность полной изоляции дизеля и его систем от корпуса, усложнение виброизолирующих систем при водит к снижению их надежности [9,15,20,64,69]. Как было указано раньше, гусеничные машины, входящие в их состав . транспортные дизели, трансмиссии имеют высокие динамические нагрузки. Снижение вибрационных нагрузок на экипажи гусеничных машин достигается путем размещения виброизоляторов между источниками возбуждения и защищаемым объектом - человеком и приводит к уменьшению нагрузок, вызывающих вибрации [67,73,80]. Методы расчета виброизоляторов разработаны Д.Л. Федюниным [95], изложен в ГОСТ 263-75. Виброизоляторы разнообразны по принципам действия и конструктивному выполнению. И, естественно, описанными уравнениями не исчерпывается в полной мере оценка их эффективности как виброизоляторов, Е.Я. Юдин, Л.А .Борисов, И.В. Горенштейн [9], М.Н. Гаврилов, В.К. Захаров [19], И.И. Клюкин, А.Е. Колесников, С.Н. Бурков [51,10] для оценки эффективности виброизоляторов успешно использовали коэффициент, равный отношению амплитуды силы на основании к амплитуде возмущающей силы: где n = 6Y2m; 8 - коэффициент демпфирования неопорных связей в объекте; m - масса;
Для виброизоляции на транспортных машинах применяют специальные виброзащитные системы, скомпонованные из серийно выпускаемых виброизоляторов, виброизолирующих муфт, гибких патрубков, в ставок, прокладок из резины, пластмасс и прочих материалов с малыми акустическими сопротивлениями [16,17,26,30,35]. Наиболее распространенными, простыми конструктивно и удобными для использования являются резинометаллйческие виброизоляторы. Диапазон рабочих нагрузок и собственных частот достаточно широк, но каждый тип виброизоляторов реализует только часть указанного диапазона. Нагрузочные характеристики у виброизоляторов, как правило, не линейны. Упругие элементы, применяемые в различных машинах, предназначены для снижения ударных нагрузок и вибраций, возникающих в процессе эксплуатации. Эти элементы испытывают различные виды деформации: растяжение, сжатие, сдвиг, кручение, изгиб, а также одновременно несколько видов деформации - сжатие со сдвигом, сжатие с кручением и т.д. Упругие элементы на установках с ДВС испытывают нестационарные нагрузки. Упругие элементы в виде цилиндрической резиновой втулки без при-вулканизированных опорных металлических пластин применяются на трак
Виброизоляторы двигателей колесных и гусеничных машин
В технической литературе эти виброизоляторы называются подушками (рис. 2.5). Их традиционная форма цилиндр или усеченный конус с выбранной снизу полостью. Это позволяет при сотрясениях получить провал силовой характеристики. В статическом нагружении жесткость подушек меняется незначительно и в среднем равна 200 кН/м. Собственные частоты агрегата установленного на стандартные подушки равны 20 - 40 Гц если считать основание неподвижным. С учетом податливости точек крепления на раме агрегата частоты повышаются до 45 Гц. Это достаточно высокая частота, если иметь в виду вынуждающие моменты дизеля. В среднем автотракторные дизели проявляют наибольшую виброактивность на частотах от 20 до 70 Гц, что вызывает появление резонанса в рабочем диапазоне частот. Проблема может быть решена введением демпфирования, но конструкции узлов крепления не допускают установки отдельных демпферов. Рис. 2.5. Подушки двигателя легкового и грузового автомобиля Таким образом, в современной технике защиты агрегата и кузова от вибрации остро стоит задача создания эффективных, надежных и технологичных систем виброизоляции. Каким требованиям должна отвечать системы виброзащиты? 1. Во-первых, нельзя резко изменять традиции проектирования и рас чета таких систем, поскольку это приведет к разрыву технической преемственности и такая конструкция не приживется. 2. Во-вторых, следует избегать активных систем с подводом энергии. Эти системы наряду с преимуществами имеют значительно больше недостатков, таких как склонность к самовозбуждению, сложная конструкция совершенно недопустимая для поставленной задачи и низкая надежность. 3. В-третьих, собственная частота агрегата установленного на эффективной подвеске должна быть значительно понижена; в идеальном варианте собственная частота должна быть на 40% меньше чем частота вынуждающей силы. 4.
В-четвертых, опоры должны иметь конструкцию позволяющую демпфировать сотрясения свойственные транспортным машинам. Выполнение этих основных требовании осложняется известными причинами. Следует назвать две главные причины, осложняющие применение эффективных подвесок: возрастание размеров узлов крепления связанное с большой энергоемкостью конструкции опоры; недопустимо большие статические смещения от действия внешних сил; Эффективность традиционных подушек ограничена прочностью и упругими константами материала. Эти ограничения имеют общий характер и приводят к невозможности снижения жёсткости ниже определённого уровня. Рассмотрим предпосылки этих ограничений. Подушки выполняются из резины армированной металлом и, кроме основного назначения - виброизоляции, должны передавать вес, рабочие и пиковые нагрузки на агрегат при сотрясениях. Основные свойства виброизоляторов можно представить тремя параметрами, независящими от времени: жёсткостью, вязкостью и инерционностью. В ряде работ жёсткость рассматривается как единственная характеристика виброизолятора. Такая точка зрения ограничивает применимость моде лей областью низких частот. С другой стороны, в работах, посвященных высокочастотной вибрации и структурному шуму также учитывается жёсткость виброизоляторов, однозначно связанная для данного материала с вязкими потерями. Таким образом, для характеристики эффективности виброизоляторов достаточно учитывать только их жёсткость. Из теории колебаний известно, что низкая жёсткость является условием эффективной виброизоляции. Первое препятствие для повышения эффективности заключается в росте размеров виброизоляторов. В линейной теории упругости показано, что упругая работа обобщённого напряжения в данной точке на обобщённой деформации равна количеству удельной энергии формоизменения у той же точки. Таким образом, при рассмотрении любого сложного напряжённого состояния можно заменить его простым напряжённым состоянием растяжения или сжатия с обобщённым напряжением. В частности, каким бы сложным не было задано пространственное напряжённое состояние для рассматриваемой точки, зависимость между обобщённым напряжением и соответствующей ему деформацией будет такой же, как в случае одноосного напряжённого состояния того же упругого материала, т.е. наипростейшей линейной зависимостью. Следует заметить, что даже самая жесткая резина, из которой изготавливают подушки не выполняет условие линейности, поскольку всегда меняет форму при сотрясениях и часто при вибрации. Тем не менее, линейный подход можно использовать для по-строения качественной модели подушки. Рассмотрим подушку, имеющую форму резинового куба со стороной а (рис, 2.6) [10]. При его нагружении должно быть выполнено условие проч ности при сжатии. Предполагая, что закон Гука выполняется, получим жёст кость в виде . . С = Дт , . (2.27) \a\-a где С- жёсткость подушки, Н/м; Е- модуль упругости материала подушки, Па; G - вес источника вибрации, Н; [а]- допускаемое напряжение для материала; а - характерный размер подушки. Рис. 2.6. Схема простейшего изолятора в форме кубика Наименьшая собственная частота колебаний массы на виброизоляторе может быть найдена без учёта трения в материале по известной формуле [175] с учётом полученной выше жёсткости
Экспериментальный стенд для исследования вибраций транспортных дизелей гусеничных машин
При проведении измерений основных величин в процессе эксперимента были использованы методы, приборы и устройства, предусмотренные стандартами для гусеничных машин и транспортных дизелей. Для экспериментального определения центра инерции силового агрегата достаточно последовательно подвесить его При проведении измерений основных величин в процессе эксперимента были использованы методы, приборы и устройства, предусмотренные стандартами для гусеничных машин и транспортных дизелей. Для экспериментального определения центра инерции силового агрегата достаточно последовательно подвесить его на двух тросах. При подвешивании измеряют углы между вертикалью и осью коленчатого вала. Затем на чертеж с изображением бокового вида силового агрегата наносили обе точки его подвешивания и из них проводили две прямые под углом а* и аг- проекции двух плоскостей, перпендикулярных плоскости симметрии силового агрегата. На линии пересечения этих двух плоскостей и находится центр инер* та достаточно последовательно подвесить его на двух тросах. При подвешивании измеряют углы между вертикалью и осью коленчатого вала. Затем на чертеж с изображением бокового вида силового агрегата наносили обе точки его подвешивания и из них проводили две прямые под углом cti и «2- проекции двух плоскостей, перпендикулярных плоскости симметрии силового агрегата. На линии пересечения этих двух плоскостей и находится центр инерции силового агрегата. Углы наклона силового агрегата определяются оптическими угломерами, а положение вертикали и горизонтали с помощью отвеса и мерительной плиты. В автомобилестроении широко применяется метод бифилярного подвеса, измеряют период малых крутильных колебаний тела, подвешенного на двух тросах с помощью рамки. Для измерения усилия в тросах удерживающих рамку с силовыми агрегатами использовались динамометры. Силовой агрегат подвешивался таким образом, чтобы центр инерции лежал посередине между тросами. Затем по формулам [122] рассчитали момент инерции силового агрегата. Для нахождения момента инерции относительно осей, лежащих в плоскости симметрии силового агрегата^ возбуждаются крутильные колебания агрегата при различных углах наклона его к вертикали. При каждом угле наклона силового агрегата прокачивают несколько раз. Период колебаний, как среднеарифметическое значение длительности колебаний.
Период колебаний полученных экспериментально при каждом угле наклона силового агрегата подставляют в формулу [21; 122]. Для определения моментов инерции силового агрегата из полученных результатов нужно вычесть момент инерции рамки. Коэффициенты жесткости упругого элемента подвески каждого виброизолятора и коэффициенты демпфирования каждого виброизолятора определялись экспериментально. Массы силовых агрегатов определялись путем взвешивания на весах. Профиль дорожного полотна принимался, в зависимости от условий испытаний, по результатам обмеров. При проведении экспериментальных исследований транспортных дизелей в стендовых условиях определялись вибрации на опорах и на подмо-торной раме, в том числе, при использовании различных виброизоляторов. Для торможения транспортных дизелей применялся гидротормоз D1900-2E, усилие на рычаге, жестко связанном с его подвижным корпусом через реверсивный шарнирный механизм передавалось на весовое устройство. Крутящий момент на валу гидротормоза и усилие на весовом устройстве связывались между собой соотношением: где Мкр- крутящий момент в кгм; GBCC - усилие на весах, кг. Измерение крутящего момента не превышало 0,05%, Значение М,ф переводилось в нхс.агрегатов определялись путем взвешивания на весах. Профиль дорожного полотна принимался, в зависимости от условий испытаний, по результатам обмеров. При проведении экспериментальных исследований транспортных дизелей в стендовых условиях определялись вибрации на опорах и на подмо-торной раме, в том числе, при использовании различных виброизоляторов. Для торможения транспортных дизелей применялся гидротормоз D1900-2E, усилие на рычаге, жестко связанном с его подвижным корпусом через реверсивный шарнирный механизм передавалось на весовое устройство. Крутящий момент на валу гидротормоза и усилие на весовом устройстве связывались между собой соотношением: где Мкр- крутящий момент в кгм; GBCC - усилие на весах, кг. Измерение крутящего момента не превышало 0,05%, Значение М,ф переводилось в нхс.
Получение исходных данных об уровнях вибрации транспортных дизелей конверсируемых гусеничных машин
Исходные данные об уровнях вибраций транспортных дизелей были получены непосредственно при испытании гусеничных машин с рассматриваемыми типами дизелей на стоянке и в процессе движения. Во всех случаях снимались амплитудно-частотные характеристики Уменьшение вибрационных нагрузок на гусеничные машины обеспе-чивается виброизоляторами — устройствами, помещенными между источником возбуждения и защищаемым объектом в целях уменьшения нагрузок вызывающих вибрацию. Такое снижение нагрузок также способствует ослаблению шума. Экспериментальная упругая подвеска силового агрегата имеет лучшие характеристики чем серийная. Она позволяет снизить передачу вибрации от двигателя на корпус гусеничной машины и в 1,3...2 раза снизить вибрацию силового блока за счет исключения резонансных режимов. Наибольшее сни жение вибрации достигнуто в горизонтальном направлении - 20 дБ. В вертикальном - эффект снижения на этой частоте 31,5 Гц - 7 дБ. Снижение уровня вибрации на корпусе гусеничной машины 7...20 дБ (рис.4.15). Из приведенных данных следует, что снижение уровня вибрации на корпусе гусеничной машины по сравнению с уровнем вибрации силового блока имеет место во всем диапазоне частот. Известно, что наиболее важной задачей для данной машины является максимальный эффект снижения пере характеристики чем серийная. Она позволяет снизить передачу вибрации от двигателя на корпус гусеничной машины ив 1,3...2 раза снизить вибрацию силового блока за счет исключения резонансных режимов. Наибольшее снижение вибрации достигнуто в горизонтальном направлении - 20 дБ. В вертикальном - эффект снижения на этой частоте 31,5 Гц - 7 дБ. Снижение уровня вибрации на корпусе гусеничной машины 7.. .20 дБ (рис.4.15). Из приведенных данных следует, что снижение уровня вибрации на корпусе гусеничной машины по сравнению с уровнем вибрации силового блока имеет место во всем диапазоне частот. Известно, что наиболее важной задачей для данной машины является максимальный эффект снижения передачи вибрации. Из приведенных данных следует, что подвеска хорошо изолирует корпус гусеничной машины от действия первой гармоники возмущающей силы. На основании анализа состава экспериментальных установок, установления их оснащения согласно Государственных стандартов, определения погрешностей измерений и расчетов, анализа полученных предварительных данных о вибрациях гусеничных машин на стоянке и в движении, сделаны следующие выводы: 1. Методическое обеспечение и приборное оснащение позволяют провести полный комплекс исследований вибраций гусеничных машин и определить полосы частот и величины вибраций в них с целью организации виброзащиты; 2.
Полнота испытаний силовых агрегатов гусеничных машин подтверждается проведением их в разные времена года, на различных дорожных покрытиях, при разных температурах окружающей среды; 3. Произвести изолирование дизеля от корпуса гусеничной машины. Установить эффективные виброизоляторы между дизелем и корпусом гусеничной машины. Глава 4. Результаты экспериментальных исследований эффективности виброизоляции силовых установок гусеничных машин Вибрографирование дизеля Д20НР-250 было проведено в стендовых условиях. В состав стенда входил гидротормоз, сочлененный с валом отбора мощности дизеля через узел отбора мощности гусеничной машины. Точки вибрографирования показаны на схеме рис. 4.1 настоящей работы. Полученные результаты сведены в таблицу 4.1. В процессе движения гусеничной машины вибрация от дизеля и ходовой части распространяется по корпусу и возникает локальная вибрация отдельных частей и механизмов. Локальная вибрация воздействует на приборы, установленные на гусеничной машине, что снижает точность их показаний и трудности в считывании информации. В качестве примера в табл. 4.2 приведены вибрационные нагрузки при движении гусеничной машины ГМ-521М1.
