Содержание к диссертации
Введение
Состояние вопроса и направление исследований 10
1.1 О защите оператора от шума и вибраций 10
1.2 Обзор и анализ работ в области виброзащитных систем кабин и сидений тракторов 12
1.3 Предложение о создании виброзащитных систем кабин тракторов с использованием динамических гасителей колебаний 30
2 Анализ конструкций и характеристик устройств для подрессоривания кабин и сидений операторов современных тракторов 31
2.1 Повышение требований к защите оператора 31
2.2 Системы подрессоривания кабин современных тракторов 32
2.3 Анализ технических решений и способов управления упругими и демпфирующими характеристиками виброизоляторов 34
2.4 Виброизолирующие элементы, использующиеся в подвесках кабин . 38
2.5 Динамические гасители колебаний . 40
3 Экспериментальные исследования виброизоляторов и систем подрессоривания кабины и сиденья 44
3.1 Стендовые испытания виброизоляторов 44
3.1.1 Разработка стендового оборудования 44
3.1.2 Исследование упруго-демпфирующих свойств виброизоляторов 53
3.1.3 Исследование динамической жесткости 56
3.2 Экспериментальные исследования колебаний подрессоренных масс трактора 58
3.2.1 Оборудование и методика исследований 58
3.2.2 Анализ результатов исследований 63
3.2.3 Согласованность результатов с данными других авторов 64
4 Разработка и исследование динамических и математических моделей колебательных систем подвески остова, двигателя, кабины и сиденья 69
4.1 Разработка плоской модели 69
4.2 Результаты расчетных исследований . 75
4.3 Разработка пространственной модели 80
4.4 Расчетное определение спектрального состава нагрузок . 84
4.5 Разработка системы подрессоривания кабины с использованием динамических гасителей колебаний 88
4.5.1 Принцип действия и устройство виброизоляторов для динами ческого гашения колебаний кабины 88
4.6 Сравнительная оценка виброзащитных свойств штатных и динамических виброизоляторов кабины 95
4.7 Исследование эффективности колебательной системы с динамическими виброизоляторами . 99
4.7.1 Экспериментальная установка и методика исследований 99
4.7.2 Динамическая модель колебательной системы 100 4.7.3. Результаты исследований . 101
4.8 Оценка виброзащитных свойств системы подрессоривания кабины с динамическими виброизоляторами 104
4.9 Оценка виброзащитных качеств систем подрессоривания в соответствии с требованиями стандартов 108
Заключение 122
Список литературы .
- Обзор и анализ работ в области виброзащитных систем кабин и сидений тракторов
- Системы подрессоривания кабин современных тракторов
- Исследование динамической жесткости
- Разработка системы подрессоривания кабины с использованием динамических гасителей колебаний
Введение к работе
Актуальность темы диссертации. Энерговооруженность и скорости движения тракторов постоянно увеличиваются, что приводит к увеличению динамической нагруженности деталей ходовой части и трансмиссий и повышению уровня генерируемых ими колебаний. Вибрационные нагрузки отрицательно воздействуют на узлы и детали трактора, на окружающую среду и оператора. Их долговременное действие приводит к повышенной утомляемости оператора и увеличению количества ошибок в управлении, что сказывается на производительности тракторного агрегата. Развиваются также профессиональные заболевания, в частности, вибрационная болезнь, которая вышла на второе место среди профессиональных заболеваний операторов. Кроме того, часто появляются расстройства нервной системы, нарушения обменных процессов, опущение и язвенная болезнь желудка, деформация позвоночника. В связи с этим тема данной работы, направленной на снижение уровня вибронагруженности рабочего места оператора, является актуальной.
Цель работы: обоснование и разработка системы подрессоривания кабины трактора с использованием динамических виброизоляторов, обеспечивающей снижение вибронагруженности рабочего места оператора в диапазоне частот эксплуатационных воздействий.
Для достижения данной цели работы поставлены следующие задачи:
1. Анализ схем, конструкций и характеристик систем подрессоривания кабин и сидений современных тракторов, технических решений и характеристик используемых виброизоляторов.
2. Экспериментальные исследования вибронагруженности кабины и сиденья оператора трактора.
3. Разработка стендового оборудования для испытаний виброизоляторов, проведение статических и динамических испытаний штатных виброизоляторов кабин тракторов ВгТЗ.
4. Создание новых технических решений виброизоляторов с улучшенными виброзащитными свойствами, работающих по принципу динамического гашения колебаний.
5. Разработка методики, алгоритма и программы для анализа упругодемпфирующих свойств и рационального выбора конструктивных параметров динамических виброизоляторов в соответствии со спектром действующих нагрузок.
6. Создание модели систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья для оценки виброзащитных свойств системы подрессоривания кабины с динамическими виброизоляторами.
Методы исследования. Теоретические исследования систем подрессоривания с помощью программных пакетов «Универсальный механизм» и MatLab на основе созданных математических моделей. Экспериментальные исследования с использованием, в том числе, оригинального испытательного оборудования.
Объекты исследований. Объектами исследований являлись системы подрессоривания кабины и сиденья тракторов семейств ДТ и ВТ производства ВгТЗ со штатными и динамическими виброизоляторами.
Научная новизна:
1. Предложено использование в системах подрессоривания кабин сельскохозяйственных тракторов динамических гасителей колебаний как средств эффективной виброзащиты рабочего места оператора.
2. Создана математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья оператора, позволяющая исследовать совместную работу систем подрессоривания с установкой штатных и динамических виброизоляторов кабины в разных условиях движения трактора с различной нагрузкой на крюке и передачей системе подрессоривания кабины возмущений от всего эксплуатационного комплекса кинематических и силовых возмущений, генерируемых в ходовой части.
3. Предложена, обоснована и программно реализована методика определения инерционных и упругих параметров элементов динамических виброизоляторов из условия соответствия парциальных частот этих элементов частотам основных эксплуатационных вибровоздействий.
Практическая ценность:
1. Использование предложенных технических решений динамических виброизоляторов позволяет улучшить виброзащитные свойства систем подрессоривания кабин сельскохозяйственных тракторов.
2. Созданное стендовое оборудование для испытания штатных и динамических виброизоляторов позволяет получать их экспериментальные упругодемпфирующие характеристики.
3. Созданная математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья оператора, может быть использована в системах автоматизированного проектирования тракторов для оценки виброзащитных свойств вариантов конструктивного решения систем подрессоривания кабины с динамическими виброизоляторами.
Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы в 2009-2013 г.г. были представлены на 12 внутренних, региональных, всероссийских и международных научно-технических конференциях, в том числе на III регион. н.-практ. студ. конф. «Городу Камышину - творческую молодёжь» (Камышин, 2009), междунар. н.-пр. конф. «Прогресс транспортных средств и систем» (Волгоград, 2009), XXIX Seminarium K Naukowych "Mechanikw" (Варшава, 2010), всерос. науч.-техн. конф., посвящ. 100-летию начала подгот. инж. по автомобильной специальности в МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, 2010), VI всерос. науч.-практ. конф. «Инновационные технологии в обучении и производстве» (Волгоград, 2010), XIV регион. конф. мол. исслед. Волгогр. обл., 69-й междунар. науч. техн. конф. Ассоциации автомобильных инженеров «Какой автомобиль нужен России?» (СибАДИ, Омск, 2010), 30th Anniversary Seminar of the Students` Association for Mechanical Engineering (Варшава, 2011), ежегодных научных конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2009-2013).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 26 печатных работ, в том числе 4 статьи в журналах, рекомендованных ВАК, 8 патентов и 1 положительное решение на полезные модели.
Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы, включающего 305 наименований (из них 19 на иностранных языках), и приложения. Работа содержит 194 страницы машинописного текста, включающего 12 таблиц и 128 рисунков.
Основные положения, выносимые на защиту:
1. Метод снижения вибронагруженности рабочего места оператора трактора за счет использования в системах подрессоривания кабины виброизоляторов - динамических гасителей колебаний.
2. Математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья оператора.
3. Новые технические решения динамических виброизоляторов с улучшенными виброзащитными свойствами.
4. Новые технические решения стендового оборудования для испытаний штатных и динамических виброизоляторов.
Обзор и анализ работ в области виброзащитных систем кабин и сидений тракторов
Несмотря на постоянное совершенствование конструкций кабин, операторы отечественных тракторов периодически подвергаются действию таких факторов, как загрязнение рабочей зоны выхлопными газами, неудобная рабочая поза, повышенная температура и запыленность воздуха в кабине, а также повышенные шум и вибрации. Два последних являются не периодически, а постоянно действующими факторами, а потому особенно опасны. Длительное действие этих факторов приводит к снижению работоспособности и ухудшению здоровья оператора. Поэтому конструкторы современных машин должны обеспечивать операторам соответствующую защиту от шумов и вибраций. Для этого разрабатываются новые конструкции и технологии изготовления деталей, совершенствуются сборочные операции, а главным образом – создаются и постоянно совершенствуются системы виброзащиты оператора, окружающей среды и узлов трактора.
В результате исследований Е.Ц. Андреевой-Галаниной, А.К. Бирулей, Я.И. Бронштейном, А.А. Меньшовым [244] и другими учеными установлено, что физиологическое восприятие колебаний человеком зависят от частоты, амплитуды, скорости, ускорения и скорости изменения ускорения (резкости) колебаний. Кроме того, физиологические ощущения определяются направлением и длительностью воздействия колебаний на организм человека. Существенное воздействие на организм оказывают также угловые колебания. К низкочастотным относятся колебания с частотой до 17-22 Гц [244], эти колебания воспринимаются организмом как отдельные циклы. Колебания более высоких частот воспринимаются слитно.
Согласно "Единым требованиям к конструкции тракторов и сельхозмашин по безопасности и гигиене труда" [244] за оценочные параметры колебаний сиденья следует принимать среднеквадратичные значения вертикальной и горизонтальной виброскорости в октавных полосах для общего диапазона частот 0,88-355 Гц и сравнивать их с допустимыми значениями (метод раздельной оценки). Учитывая данные физиологических исследований и то, что диапазон основных частот воздействия, пропускаемых подвеской унифицированного сиденья пахотного трактора, не превышает 5 Гц [244], можно заключить, что наиболее приемлемым оценочным параметром низкочастотных колебаний сиденья является ускорение. В соответствии с ГОСТ 7057-81, для оценки виборонагрукенности сиденья ускорения регистрируются на полу кабины и на сиденье в вертикальном, поперечном и продольном направлениях [244]. ГОСТ 12.2.002-81 регламентирует измерять вертикальные и горизонтальные ускорения на сиденье. При этом применяется метод раздельной оценки колебаний.
Параметры вибровоздействий на оператора трактора регламентируются также ГОСТом 12.1.012-90. В международной практике используется стандарт ИСО 2631-74. Он устанавливает более жесткие, по сравнению с ГОСТом, требования на параметры вертикальных колебаний в диапазоне частот от 0,63 до 125 Гц, в котором находятся частоты большинства имеющих значение возмущений, действующих в эксплуатации на пол кабины.
Устанавливаемые на отечественных тракторах системы подрессоривания кабин и сидений неудовлетворительно защищают оператора от низкочастотных колебаний в диапазоне 1,5-3 Гц [71], поэтому во множестве работ отечественных авторов [72, 77, 81, 101, 142] имеются рекомендации о применении возможно более мягких упругих элементов.
Системы подрессоривания сиденья подавляющего большинства отечественных тракторов снабжены механическим упругим элементов (пружиной, торсионом, рессорой). Упругая характеристика таких систем подрессоривания близка к линейной. Системы с механическими элементами чувствительны к изменению величины подрессоренной массы (за счет изменения посадки оператора), кроме того, имеются сложности конструктивного исполнения из-за большого статического прогиба таких элементов. Идеальная работа системы подрессоривания сиденья наблюдается в случае, если она при колебаниях обеспечивает сиденью с оператором ту же амплитуду перемещений, что у пола кабины, но в противоположном направлении [71]. Но в соответствии с требованиями эргономики амплитуда колебаний сиденья ограничена (80 мм). Величина перемещений пола определяется не 12 ровностями пути, скоростью движения, кинематикой и жесткостью систем подрессоривания остова и кабины. Из-за не согласованности этих относительных перемещений наблюдаются пробои подвески сиденья и удары в ограничители.
Одними из самых распространенных в системах подрессоривания кабин отечественных тракторов являются высокодемпфированные резиновые и резинометал-лические виброизоляторы и демпферы [251]. Эти элементы систем пассивного подрессоривания дешевы, технологичны, не требуют регулировок во время эксплуатации, позволяют реализовать относительно большой упругий ход подвески, обеспечивают гашение ударных воздействий и среднечастотных и высокочастотных динамических нагрузок и имеют нелинейную упругую характеристику, что позволяет гасить некую полосу частот вибронагрузок. Подобные резиновые виброизоляторы используются для подрессоривания кабин тракторов семейств ДТ и ВТ производства ВгТЗ. Они довольно удовлетворительно зарекомендовали себя в эксплуатации, хотя совершенствованию их конструкции и упруго-демпфирующих характеристик при создании машин новых поколений не уделялось внимания, материал эластомера и конструкция виброизолятора остаются неизменными на протяжении всего времени производства машин. В идеальном случае для подрессоривания кабины каждой машины должны создаваться виброизоляторы с характеристиками, необходимыми для обеспечения комфортной работы оператора именно этой машины. Используя упруго-демпфирующие свойства штатных виброизоляторов подвески кабин этого семейства тракторов, достаточно сложно обеспечить комфортные условия работы оператора, так как их способности гашения низкочастотных колебаний недостаточны [71].
Системы подрессоривания кабин современных тракторов
Одной из самых передовых конструкций [82] является подвеска AutoComfort компании Valtra (рисунок 2.2). Совместная работа подвески кабины на четырех опорах и пневматической подвески передней оси сглаживает колебания кабины, значительно повышая комфорт вождения и производительность труда. В передней части подвески кабины устанавливается два пневматических упругих элемента 1. Сзади кабина крепится к раме при помощи двух ударопоглотителей и амортизаторов 2. Диагональная тяга, расположенная на правой стороне кабины, в качестве стабилизатора поперечной устойчивости препятствует ее боковому раскачиванию. Ограничители динамического хода предотвращают чрезмерные перемещения ка бины в опасных ситуациях.
Одной из самых передовых и эффективных считается также подвеска кабин тракторов фирмы Massey Ferguson, в которой используются пружины и гидравлические амортизаторы. Работа подвески хорошо согласована с работой подвески сиденья водителя с улучшенными характеристиками гашения колебаний, а также пневматической подвески передней оси машины. Совместная работа подвесок и совершенная система шумоизоляции способствуют тому, что условия труда оператора трактора по комфорту сравнимы с условиями труда водителя легкового автомобиля. Механическая система стабилизации подвески обеспечивает стабилизацию ее положения в вертикальном и боковых направлениях.
Виброизолирующие элементы, использующиеся в подвесках кабин В подвеску кабин отечественных ТТС устанавливаются пружинные виброизолирующие элементы, элементы из эластомеров или комбинация из тех и других.
Так, например, в подвеске кабины колесного тягача МЗКТ–79092 Минского завода колесных тягачей использована комбинация пружинных упругих элементов и элементов из
В конструкциях подвесок кабин современных зарубежных грузовиков, внедорожных машин и тракторов повсеместно и все в большей степени используются пневматические (рисунок 2.4) упругие элементы (пневмоподушки или пневморес-соры).
В отечественном автотракторостроении такие подвески кабин начинают внедряться. Достоинства пневматической подвески общеизвестны. Сами упругие элементы имеют нелинейную упругую характеристику, вдобавок в такой подвеске в настоящее время обычно имеется управляемая компьютером система регулирования, состоящая из системы клапанов, воздушных магистралей, воздушных ресиверов и компрессора, реагирующая на изменение нагрузки изменением давления в пневматических упругих элементах.
Упругая характеристика пневмоподвески кабины обеспечивает комфортные условия работы оператора, противодействует кренам кабины при повороте, «кивкам» (дифференту) при торможении и разгоне ТТС. Низкая и не изменяющаяся при любой загрузке собственная частота колебаний подвески обеспечивает высокий уровень комфорта оператора, высокая энергоемкость пневмоэлементов позволяет поглощать ударные нагрузки со стороны рамы. Небольшой вес и компактные габариты пневморессор упрощают работу конструкторов и несколько снижают общий вес ТТС.
Анализ технических решений и способов управления упругими и демпфирующими характеристиками виброизоляторов
На основе изучения технической и патентной литературы выполнен анализ технических решений виброизоляторов преимущественно для использования в подвеске кабины транспортного средства [2-65, 169-172]. Рассмотрены конструкции устройств с металлическими, комбинированными, пневматическими упругими элементами и элементами из эластомеров. Технические решения отдельных представителей перечисленных групп для примера приведены на рисунке 2.5.
Виброизоляторы с металлическими упругими элементами. В их конструкциях в качестве упругих элементов чаще всего используются винтовые цилиндрические и конические пружины растяжения – сжатия, пружины кручения, пластинчатые пружины, гибкие упругие стержни, торсионы и рессоры. Виброизоляторы с коническими пружинами, некоторыми тарельчатыми и пластинчатыми пружинами имеют нелинейную упругую характеристику. В ряде устройств нелинейная упругая харак
В ряде рассмотренных схем упругие элементы сконструированы таким образом, что воспринимают не только усилия, возникающие при вертикальных перемещениях подрессориваемого объекта, но и при его перемещениях в других плоскостях, а также угловые перемещения. Отдельные устройства предусматривают гашение колебаний при действии на них вертикальных, боковых нагрузок и нагрузок, действующих под углом к оси виброизолятора за счет установки под углом к оси специальных фрикционных элементов. Конструкция ряда виброизоляторов позволяет автоматически формировать их упругие и демпфирующие свойства в зависимости от частоты и амплитуды воздействий на них со стороны подрессориваемого объекта. Для этого они включают в себя ряд упругих и демпфирующих элементов, автоматически вступающих в работу в различных диапазонах амплитуд и частот колебаний. Эти виброизоляторы к тому же обеспечивают восприятие и гашение вибронагрузок в нескольких плоскостях. Их технические решения представляются наиболее совершенными, современными и перспективными.
Виброизоляторы с упругими элементами из эластомеров. Нелинейная характеристика таких виброизоляторов получается в результате того, что сам эластомер обладает нелинейной упругой характеристикой, а в ряде случаев дополнительно осуществляется последовательное подключение элементов из эластомера с разной жесткостью (либо включении на прямом и обратном ходах разного количества упругих элементов) либо элементов, заполняющих при деформации разные объемы, вследствие чего изменяется их жесткость. В отдельных устройствах упругие элементы из эластомера заполняют полости, расположенные под углом к оси действия основной нагрузки. За счет такого технического решения обеспечивается возможность восприятия нагрузок и гашения колебаний в нескольких плоскостях. Имеются конструкции, позволяющие управлять упругой характеристикой за счет предварительного нагружения элемента из эластомера.
Наиболее совершенными представляются технические решения виброизоляторов, которые позволяют автоматически изменять как упругую, так и демпфирующую характеристики в зависимости от частот и амплитуд действующих на них нагрузок. Это комбинированные виброизоляторы, включающие в себя ряд последовательно установленных под разными углами и в разных объемах элементов из эластомера, металлических упругих элементов, резинокордных оболочек, а также механических фрикционных и гидравлических демпферов разных конструкций
Исследование динамической жесткости
Нагрузочное устройство стенда (рисунок 3.4 а) включает в себя установленный на отдельном основании 1 приводной электродвигатель 2 постоянного тока с регулируемой частотой вращения, вал которого через компенсационную муфту 3 связан с валом 4, на конце которого установлен нагружающий кулачок-эксцентрик 5. Для воспроизведения необходимого закона нагружения изготавливаются кулачки с соответствующим профилем (рисунок 3.4 б).
Во время испытаний величина действующей на виброизолятор статической составляющей нагрузки задается весом груза, амплитуда динамической составляющей – профилем кулачка-эксцентрика, а ее частота – частотой вращения вала при 49 водного электродвигателя. На техническое решение стенда для испытаний виброизоляторов в режиме вынужденных колебаний получен патент РФ на полезную модель № 112417 [180]. Внешний вид стенда показан на рисунке 3.5, на рисунке 3.6 показан внешний вид эксцентрикового нагружающего устройства стенда.
Первый вариант конструкции стенда с генерацией вынужденных колебаний инерционным возбудителем Нагрузочное устройство стенда в первом варианте включает в себя приводной электродвигатель 1 постоянного тока с регулируемой частотой вращения, установленный на опорной площадке 2, жестко связанной с качающимся рычагом 3. На валу этого электродвигателя устанавливается эксцентриковая маховая масса 4, величиной которой и расстоянием от ее центра тяжести до оси вращения (то есть величиной эксцентриситета) определяется амплитуда действующего на виброизолятор нагружающего усилия, а частотой вращения вала приводного электродвигателя задается частота изменения этого усилия. На техническое решение первого варианта конструкции стенда с генерацией вынужденных колебаний инерционным возбудителем получен патент РФ на полезную модель № 112416 [179].
Второй вариант конструкции отличается от первого тем, что на качающийся рычаг стенда не устанавливается груз, моделирующий постоянную составляющую нагрузки на виброизолятор, а испытания проводятся при воздействии на него только динамической составляющей, генерируемой эксцентриковой массой. В большинстве случаев эксплуатационные воздействия на подрессориваемый
объект носят импульсный характер. В период между предыдущим и последующим импульсными воздействиями подрессориваемый объект в течение некоторого времени совершает вызванные этим воздействием собственные колебания на подвеске. В течение этого периода в упругом элементе виброизолятора имеют место деформации растяжения-сжатия, которые в конечном итоге сказываются на ресурсе виброизолятора. Для того, чтобы обеспечить возможность воспроизведения в стендовых условиях как статической, так и динамической составляющих характерных для эксплуатации нагрузочных режимов, при которых динамическая составляющая представляет собой сумму вынужденных и собственных колебаний подрессориваемого объекта на подвеске, предложено техническое решение стенда для испытаний виброизоляторов в режиме вынужденных и собственных колебаний (рисунок 3.9).
Испытания на стенде осуществляются следующим образом. При срабатывании спускового устройства 8 под действием веса груза 5 балка качающегося рычага 4 поворачивается относительно оси качания 3 и через скрепленную с ней верхнюю опору 9 виброизолятора 13 нагружает виброизолятор (рисунок 3.9). Таким образом обеспечивается действие на виброизолятор статической составляющей нагрузки.
На конце вала 26 устанавливается нагружающий кулачок 27 с роликом 28 (рисунки 3.9 и 3.10). При испытаниях величина эксцентриситета оси ролика 28 относительно оси вращения нагружающего кулачка 27 определяет амплитуду импульсного нагружающего воздействия на испытуемый виброизолятор. Задается необходимая частота вращения вала электродвигателя 21 постоянного тока с регулируемой частотой вращения, определяющая частоту воспринимаемых испытуемым виброизолятором вынужденных колебаний нагрузки. Таким образом задаются параметры действующей на испытуемый виброизолятор динамической составляющей нагрузки. Приводным электродвигателем 21 нагружающий кулачок с роликом приводится во вращение. В начальный момент контакта ролика 28 с наклонной контактной площадкой 29 импульсное нагружающее воздействие на испытуемый виброизолятор равно нулю, в последний момент контакта – максимуму. В течение каждого оборота нагружающего кулачка после прекращения контакта ролика с наклонной контактной площадкой качающийся рычаг и груз, суммарная масса которых соответствует на стенде массе подрессориваемого объекта, совершают собственные колебания под действием силы упругости испытуемого вибро Рисунок 3.10. Схема взаимодействия ролика с наклонной площадкой изолятора.
Разработка системы подрессоривания кабины с использованием динамических гасителей колебаний
При движении по полигону со случайными неровностями динамическая система подрессоривания во всем частотном диапазоне оказывается лучше, чем штатная. На графике вертикальных ускорений сиденья срезается до допустимого уровня пик на частоте 2 Гц, горизонтальные ускорения кабины, в отличие от штатной системы, во всем диапазоне частот оказываются околонулевыми.
При движении на 3 передаче с крюковой нагрузкой (рисунки 4.44 – 4.45) по ровной поверхности графики вертикальных ускорений кабины одинаковые и расположены существенно ниже допустимого уровня, а на графике горизонтальных ускорений кабины есть небольшое превышение на частоте 2 Гц, но срезаются пики на частотах 6,35 и 10,08 Гц. При движении по полигону с периодическими неровностями графики вертикальных ускорений сиденья одинаковые, пик на частоте 2 Гц превышает допустимый уровень в 4 раза. На графике горизонтальных ускорений кабины появляются незначительно превышающие допустимый уровень новые пики на частотах 2,52 и 3,17 Гц, но срезаются пики на частотах 6,35 и 10,08 Гц. При переезде через единичную неровность оба графика вертикальных ускорений сиденья идентичны и не превышают допустимый уровень, а на графике горизонтальных ускорений кабины срезается пик на частоте 2 Гц, но добавляется совсем немного превышающий допустимый уровень пик на частоте 1,59 Гц. При движении по полигону со случайными неровностями положительные качества динамической системы подрессоривания проявляются во всем частотном диапазоне. Так, на графике вертикальных ускорений сиденья срезаются существенно превышающие допустимый уровень пики на частотах 2 и 5,04 Гц, а также не превышающие допустимого уровня пики на частотах 10,08 и 16 Гц. На графике горизонтальных ускорений кабины появляется небольшой пик на частоте 2 Гц, но срезаются пики на частотах 6,35 и 10,08 Гц.
При движении на 7 передаче с крюковой нагрузкой (рисунки 4.46 – 4.47) по ровной поверхности графики вертикальных ускорений кабины одинаковые и расположены существенно ниже допустимого уровня, а на графике горизонтальных ускорений кабины срезаются превышающие допустимый уровень пики на частотах 2 и 5,04 Гц. При движении по полигону с периодическими неровностями на графике вертикальных ускорений кабины появляются существенно превышающие допустимый уровень пики на частотах 2 и 3,17 Гц, но срезается пик на частоте 6,35 Гц. На графике горизонтальных ускорений кабины срезаются превышающие допустимый уровень пики на частотах 2, 3,17 и 5,04 Гц. Графики вертикальных ускорений сиденья при переезде единичных неровностей почти одинаковы и на частоте 2 Гц незначительно превышают допустимый уровень. На графике горизонтальных ускорений кабины срезаются пики на частотах 2 и 5,04 Гц. Графики вертикальных ускорений сиденья при движении по полигону случайных неровностей практически одинаковы и на частоте 2 Гц незначительно превышают допустимый уровень, а на графике горизонтальных ускорений кабины срезается превышающий допустимый уровень пик на частоте 2 Гц и равный допустимому уровню пик на частоте 5,04 Гц.
Таким образом, за исключением небольшого количества случаев, виброзащитные свойства системы подрессоривания с динамическими виброизоляторами оказываются существенно лучшими в диапазоне частот эксплуатационных воздействий.
1. Разработана математическая модель, основанная на пространственно динамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья оператора. Модель может быть использована в системах автоматизированного проектирования тракторов для оценки виброзащитных свойств вариантов конструктивного решения систем подрессоривания кабины с динамическими виброизоляторами.
2. Создано стендовое оборудование для испытания штатных и динамических виброизоляторов, которое позволяет получать их экспериментальные упруго-демпфирующие характеристики и исследовать воздействие этих виброизоляторов на процесс колебаний точки подвеса кабины.
3. Выполнены комплексные экспериментальные и расчетные исследования, в результате которых предложена система подрессоривания кабины с использованием динамических виброизоляторов. На основе математического моделирования и стендовых испытаний показано, что ее применение на сельскохозяйственном тракторе улучшает виброзащиту рабочего места оператора.
4. Установлено, что при установке динамических виброизоляторов кабины: – вертикальные ускорения сиденья на частоте 2 Гц снижаются в 1,1 раза, на частоте 5 Гц – в 1,2 раза, на частоте 10 Гц – в 1,4 раза, на частоте 25 Гц – в 2 раза; – вертикальные ускорения кабины на частоте 2 Гц увеличиваются на 10 %, на частоте 5 Гц снижаются в 1,3 раза, на частоте 10 Гц – в 2 раза, на частоте 25 Гц – в 3,5 раза; – продольно-угловые ускорения кабины и сиденья на частоте 2 Гц снижаются в 1,45 раза, на частоте 5 Гц – в 1,7 раза, на частоте 10 Гц – в 2,3 раза, на частоте 25 Гц – в 5,1 раза.
В системах подрессоривания кабин с динамическими демпферами должны быть предусмотрены демпферы с нелинейными характеристиками, обеспечивающими реализацию допустимого свободного хода кабины.
