Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и постановка задач исследования 8
1.1. Общие сведения о вибрации в колесных машинах 8
1.2. Способы снижения вибронагруженности 18
1.3. Способы моделирования вибраций 20
1.4. Выводы и задачи исследования 29
2. Теоретические исследования 30
2.1. Разработка математической модели колебательного движения элементов колесных машин 30
2.2. Алгоритм решения модели 43
2.3. Методика снижения вибронагруженности 50
2.4. Основные выводы к главе 51
3. Расчетные исследования 52
3.1. Расчет вибронагруженности на рабочем месте водителя серийной машины 53
3.2. Снижение вибронагруженности колесной машины 65
3.3. Основные выводы к главе 79
4. Экспериментальные исследования 81
4.1. Методы исследования 81
4.2. Разработка вибростенда 83
4.3. Измерительный комплекс 37
4.4. Методика нивелировки СА и кабины КМ с четырехточечной схемой расположения опор 93
4.5. Результаты экспериментальных исследований 106
4.6. Основные выводы и практические рекомендации 110
5. Исследование адекватности математической модели 111
5.1. Основные сведения 106
5.2. Исследование адекватности 113
5.3. Вывод по главе 116
Основные результаты и выводы 117
Список литературы
- Способы снижения вибронагруженности
- Методика снижения вибронагруженности
- Методика нивелировки СА и кабины КМ с четырехточечной схемой расположения опор
- Исследование адекватности
Введение к работе
Сложность колесных машин (КМ) с каждым годом растет, увеличивается количество и мощность источников колебаний. Стандарты безопасности с каждым годом становятся жестче. Потребитель стал разборчивей и обращает внимание на все технические характеристики продукта, в том числе и на эргономику рабочего места машины, одним из показателей которой является вибронаг-руженность.
Вибрационная нагрузка становится неформальным конкурентным фактором, определяющим лояльность потребителя к транспортному средству. В результате вибрационного воздействия увеличивается утомляемость оператора, что приводит к снижению его трудоспособности. И, не редко, способствует развитию профессиональных заболеваний.
Обеспечением требуемой вибронагруженности машин занимаются на этапе проектирования с целью создания комфортных условий на рабочем месте водителя. Для этого существует множество методик и рекомендаций. Опыт зарубежных компаний показывает, что наименее затратной методикой является оптимизация упруго-диссипативных элементов транспортного средства.
Актуальность работы обусловлена необходимостью дальнейшего совершенствования методов исследования вибронагруженности, которые позволили бы более точно и быстро, на стадии проектирования прогнозировать вибрационную нагрузку на водителя и соответствовать постоянно ужесточающимся требованиям стандартов.
Следует отметить, что борьба с вибрацией на транспортных машинах является важной социально-экономической проблемой в промышленном и сельскохозяйственном машиностроении. Производственная вибрация выступает как вредное явление, она оказывает негативное воздействие как на сами машины -на источники, увеличивает износ, снижает надежность и долговечность так и оказывает вредное воздействие на человека. Воздействие вибрации на человека вызывает у него повышенную утомляемость, притупляет внимание, и как след ствие снижает производительность, качество труда и увеличивает вероятность различного рода аварий и происшествий, т.е. снижает безопасность выполнения операций. Также интенсивное и продолжительное воздействие может привести к профессиональной, в этой области, болезни, называемой вибрационной болезнью.
Даже, несмотря на то, что проблеме снижения вибраций уделяется очень большое внимание, эта проблема остается нерешенной. Это возникает из-за постоянно возрастающей форсированности машин, увеличения их скоростей. С другой стороны идет постоянное ужесточение санитарных норм вибронагру-женности.
Сложность агрегатов и машин постоянно растет, а вследствие этого усложняется и характер колебаний. В настоящее время в чистом виде гармонические колебания отсутствуют на транспортных средствах, а имеют место широкополосные полигармонические (колебания, которые можно представить в виде конечной тригонометрической функции) или случайные колебания. Борьба с резонансными режимами и снижение уровня таких колебаний является очень сложной задачей.
Цель работы. Снижение динамического воздействия на водителя за счет подбора характеристик упругодемпфирующих элементов колесной машины.
Задачи исследования. Сформулированная цель и проведенный анализ актуальности работы позволили определить следующие основные задачи диссертационной работы:
- разработать математическую модель колебательных движений элементов КМ;
- на основе обоснованной математической модели разработать алгоритм расчета показателей вибронагруженности на сидении водителя;
- разработать комплекс программных средств необходимых для поиска рациональных упругодемпфирующих характеристик элементов;
- разработать методики анализа и снижения вибронагруженности на сидении оператора-водителя колесной машины с помощью подбора упругодемпфи рующих элементов с целью выполнения требований ГОСТ 12.1.012-90 «Вибрационная безопасность»;
- выполнить комплекс расчетных исследований;
- разработать опытную конструкцию на основе выполненных исследований;
- выполнить экспериментальные исследования;
- доказать адекватность разработанной математической модели КМ.
Научная новизна. При выполнении работы получены следующие новые результаты:
- разработана математическая модель колебательного движения элементов КМ, которая отличается от известных тем, что базируется на объектно-ориентированном подходе и может масштабироваться до объектов любой сложности;
- разработана методика анализа вибронагруженности, позволяющая на ранней стадии проектирования обосновывать параметры упруго-диссипативных элементов, а именно, их жесткости, демпфирующей способности и места расположения, с целью снижения вибронагруженности на рабочем месте водителя;
- разработан комплекс программных средств, необходимый для реализации предложенной методики на языке программирования Python, позволяющий рассчитывать величину вибрационной нагруженности на сидении водителя и получать виброхарактеристики элементов КМ;
- обоснованы наиболее рациональные параметры упругодемпфирующих элементов системы подрессоривания автопогрузчика ДП 3510;
На защиту выносятся следующие результаты научной работы.
1. Математическая модель КМ для исследования колебательного движения его элементов.
2. Методика расчета и снижения вибронагруженности за счет оптимизации параметров упругих элементов КМ, а именно их жесткости, демпфирующей способности и места расположения.
3. Результаты теоретических, расчетных и экспериментальных исследований системы подрессоривания КМ и ДП 3510;
4. Практические рекомендации по снижению вибрационных нагрузок на оператора-водителя исследуемой КМ.
Практическая ценность. Разработанная методика снижения вибронаг-руженности позволяет на стадии проектирования спрогнозировать вибронагру-женность на рабочем месте водителя и научно обосновать выбор рациональных характеристик виброизоляторов. Разработанные практические рекомендации позволяют использовать принципы функционального проектирования при разработке подвески силового агрегата (СА) и других агрегатов КМ.
Способы снижения вибронагруженности
Борьба с вредными проявлениями вибрации (виброзащита) производится следующими способами: а) снижением колебаний источника возбуждения, т.е. его виброактивно сти; б) изменением конструкции объекта, при котором имеющиеся механиче ские воздействия вызовут менее интенсивное колебание объекта, так называе мая внутренняя виброзащита объекта; в) снижением колебаний на пути их распространение от источника до виброзащищаемого объекта. Такие колебания, состоят из распространяемых и передаваемых внутри узлов и конструкций, так называемые структурные виб рации - они возникают в результате недостаточной жесткости конструкций. И колебания, передающиеся от агрегатов к агрегатам через упругие опоры (под бор упругих элементов) - это виброизоляция. Устройства, устанавливаемые между источником и объектом, называются виброизоляторы. г) присоединением к объекту дополнительной упругой или неупругой системы, которая внесет изменение в характер его колебаний - динамическое гашение колебаний. Что касается первого способа снижения колебаний - он является самым трудоемким, к его мероприятиям относятся: - установка балансирных валов в двигателе; - увеличение точности изготовления деталей; - уменьшение зазоров в сопряжении; - увеличение жесткости блока двигателя; - проведение балансировки вращающихся деталей; - изменение порядка зажигания в цилиндрах двигателя. Второй способ заключается в увеличении жесткости определенных частей конструкции, при структурной вибрации могут возникать высокочастотные составляющие вибрации в общем спектре, которые могут резонировать с высокими порядками возмущающих гармоник. Также для уменьшения структурных вибраций используют виброзащитные материалы, которые могут наносить на недостаточно жесткую конструкцию или сама конструкция может состоять из материала, который обладает повышенным сопротивлением к вибрации или свойством ее поглощения.
Третий способ основывается в первую очередь на проектировании корректной подвески для источников вибраций, т.е. подвесок машины, двигателя, рабочего оборудования [67]. Это мероприятие может значительно уменьшить вибрации, передаваемые на корпус машины. Далее, если подобрать (выбрать на базе расчета) упругие элементы узлов машины, расположенные на пути распространения вибрации до самого оператора, таким образом, что бы каждый раз интенсивность колебаний снижалась, а не усиливалась, то таким образом можно решить проблему повышенной вибронагруженности рабочего места оператора водителя погрузчика.
К третьему способу можно также отнести динамическое гашение вибраций - присоединение к объекту виброзащиты упруго подвешенного тела - динамического гасителя, которое разгружает резонансную частоту виброизоли-руемого объекта [15].
Виброизоляция - мероприятия по ослаблению динамического взаимодействия между источником и объектом. Снижение динамического взаимодействия происходит в результате ослабления связей, что в свою очередь приводит к увеличению статического смещения объекта, увеличению амплитуды колебаний при низкочастотном воздействии и кратковременном импульсе, таким образом, увеличиваются габаритные размеры системы. Поэтому применение виброизоляции в качестве метода виброзащиты, связано с применением компромиссного решения, которое будет удовлетворять всем требованиям. Различают две задачи виброизоляции: 1 .Прямая задача - заключается в том, что бы помешать объекту распространить свои колебания. 2.Обратная задача - служит для того, что бы защитить объект от внешних колебаний. При комплексном снижении вибронагруженности решают обе задачи.
Как уже отмечалось, бороться с вибрациями следует на самой ранней стадии проектирования, начиная с технического задания на машину. Потому что на готовой машине добиться снижения вибраций гораздо труднее. Исследование вибронагруженности машины целесообразно вести на имитационной математической модели, подбирая необходимые параметры рабочих органов и упругих элементов. Это позволяет значительно сократить расходы на опытно-конструкторские работы по проектированию вибробезопасной машины, с учетом требований соответствующей нормативной документации.
Методика снижения вибронагруженности
В разработанной методике можно выделить следующие этапы: 1. Определение допущений для данной задачи; 2. Определение исходных данных для расчета: - выбор допустимого диапазона изменения варьируемых параметров; - выбор наиболее неблагоприятного режима работы КМ при характерных условиях эксплуатации; 3. Использование программы для нахождения расчетных показателей виброхарактеристик, используя усредненные исходные данные; 4. Анализ параметров каждого узла и его подвески; 4.1. Изменение количество опор; 4.2. Изменение кинематики подвески; 4.3. Изменение характеристик виброопор;
Изменение массы элементов; 5. На основе проведенных исследований, делается вывод о целесообразности изменения конструкции для снижения вибронагруженности, формулируются рекомендации.
1. Разработана математическая модель колебательного движения элементов КМ, базирующаяся на объектно-ориентированном подходе. Модель описывает относительное перемещение, виброускорение и виброскорость структурных элементов КМ.
2. Сформулирован алгоритм позволяющий рассчитывать показатели вибронагруженности на сидении водителя КМ с использованием разработанной методики.
3. Разработан комплекс программных средств, основанный на математической модели и алгоритме, позволяющий в режиме реального времени рассчитывать показатели вибронагруженности любого элемента КМ.
4. Разработана методика анализа и снижения вибронагруженности на сидении оператора-водителя колесной машины с помощью подбора упругодемп-фирующих элементов с целью выполнения требований ГОСТ 12.1.012-90; Сформулированы практические рекомендации.
Разработанные математическая модель, алгоритм ее решения и предложенная методика снижения вибронагруженности требуют расчетных исследований.
Для объекта исследований выбран дизельный автопогрузчик средней грузоподъемности (рис. 3.1). Модель, которого представлена в предыдущей главе.
Расчетные исследования состоят из следующих этапов: - расчет вибронагруженности на рабочем месте водителя серийной машины; - проведение исследований в соответствие с методикой снижения вибронагруженности на сидении водителя, на основе которых делается вывод о воз - расчет вибронагруженности машины имеющей рациональные значения упругодемпфирующих элементов. Важно определиться с допущениями, необходимые для решения данной задачи. В данном случае мы допускаем, что разработанная математиче ская модель может использоваться для расчета вибронагруженности на рабочем мете оператора-водителя; для исследований используются опорные поверхно сти, регламентируемые нормативными документами на данное транспортное средство; значения коэффициентов демпфирования и жесткости, замерялись экспериментально на трех произвольно выбранных образцах и корректирова лись с учетом расчетных значений; моделирование опорной поверхности, с учетом специфики КМ, осуществляется неслучайными периодическими функ циями. Рассматриваются только установившиеся режимы работы агрегатов.
Определение исходных данных - составление схемы замещения Схема замещения рассматриваемой КМ построена в соответствии с кон струкцией и показана на рис Определение инерционных характеристик
Инерционные характеристики элементов КМ, определяют расчетным и экспериментальными способами.
Экспериментальный способ очень трудоемкий и требует дополнительной оснастки и приспособлений, особенно при нахождении моментов инерции. Этот способ подробно расписан в работе [81].
В настоящее время, элементарные CAD/САМ программы позволяют при твердотельном моделировании определять массу и момент инерции детали и агрегата любой сложности [93]. Инерционные характеристики рассматриваемой машины приведены в таблице 3.1.
Режимы выбираются на основе нормативных документов, опыта эксплуатации, рекомендаций экспертов. В выполняемой работе, режимы выбраны следующие: Режим №1 - При холостом ходе без груза (машина неподвижна); Режим №2 - При холостом ходе с грузом 3.5т (машина неподвижна); Режим №3 - При движении вперед без груза (15±1) км/ч; Режим №3 - При движении вперед с грузом 3.5т (15±1) км/ч. При выборе режимов были учтены требования ГОСТ 12.1.012-90 и ГОСТ 16215-80, а также методики по проведению испытаний на ОАО «МЗиК».
Определение упругодемпфирующих характеристик УЭ Определение коэффициентов жесткости выполняется следующими спо собами: - использование данных завода изготовителя; - теоретическим расчетом; - экспериментально. Теоретическое определение коэффициента жесткости осуществляется по методики, предложенной в работах [65, 82, 81]. По следующей формуле: h где G - модуль сдвига упругого элемента (УЭ) амортизатора, зависит от твердости материала; Ф - фактор формы, например, для цилиндрических опор Ф = DIAh; h - высота амортизатора;
Методика нивелировки СА и кабины КМ с четырехточечной схемой расположения опор
Как известно из курса теоретической механики [6,20], в общем случае, тело, имеющее шесть степеней свободы, совершает вращательные движения в различных направлениях относительно центра масс тела. Если тело теряет степень свободы, то в этом случае, вращение его происходит относительно точки, которая называется центром жесткости тела. В общем случае, центр тяжести тела не совпадает с центром жесткости тела. В этом случае, при воздействии на тело внешних сил, вследствие возникающего при этом ускорения, к центру тяжести тела прикладывается сила, по величине равная F = т х w, (3.30) где F - сила, приложенная к центру тяжести тела; т - масса тела; w - ускорение тела; Относительно центра жесткости тела возникает момент, величина которого может быть рассчитана по формуле M = F a, (3.31) где М- момент относительно центра жесткости тела; F- сила, приложенная к центру тяжести тела; а - расстояние между центром тяжести и центром жесткости тела; Действие момента компенсируется реакцией в точках опоры тела. При наличии упругих элементов крепления тела, возникает их деформация, величина которой, в первом приближении, может быть рассчитана по формуле 8=FmK/C, (3.32) где 5 - деформация упругого элемента крепления тела; FmK - сила, действующая на данный упругий элемент крепления тела;
С - жесткость данного упругого элемента. Поскольку на практике, внешние воздействия на тело, в качестве которого можно принять любой элемент конструкции КМ, имеют периодическую и случайную составляющие, изменение деформации упругих элементов во времени, а соответственно и колебания тела, функционально также имеют характер этих составляющих. Кроме этого, характеристики колебаний зависят от массы тела, от свойств упругих элементов, от частоты воздействия возмущающих сил и пр. [43].
Как известно из курса аналитической геометрии [49], через три точки в пространстве можно провести единственную плоскость. Другими словами, положение трех точек в пространстве может быть выбрано произвольно. Вследствие этого, система опор тела, базирующая на трех точках, является самоустанавливающейся и не предъявляет жестких требований к пространственному расположению опор. При числе опор больших трех, система становится статически переопределенной системой и пространственное положение четвертой и дальнейших опор не может быть выбрано произвольно. Применительно к СА КМ, требования по точности пространственного положения четвертой точки опоры получаются очень жесткими. Причина, порождающая эти очень жесткие требования к пространственному размещению опор, рассмотрена более подробно ниже. Предположим, что четвертая точка опоры оказалась смещенной относительно опорной плоскости, проходящей через первые три точки опоры, на величину А. Тогда при затяжке крепежных элементов упругих опор произойдет деформация упругих элементов. Величина деформации упругих элементов опор зависит от расположения центра жесткости силового агрегата, относительно опоры, и эквивалентной жесткости опор. Оценка эквивалентной величины силы, определяющей момент относительно центра жесткости тела, может быть определена по формуле F3Ke=AxC, (3.33) где FSKB - эквивалентная сила, приложенная к точке опоры; А - величина смещения четвертой точки опоры относительно опорной плоскости; С - жесткость опоры. Оценим величину силы, применительно к силовому агрегату погрузчика. Опоры, применяемые в автомобилестроении для малых и средних грузовиков и которые вынуждены применять, исходя из условий допустимой статической нагрузки и для погрузчиков, имеют жесткость порядка 100 кг/мм. Поэтому смещение четвертой опоры относительно её теоретического положения всего на 1мм, приводит к возникновению дополнительного усилия на опорах около 100 кг. Например, для КМ где вес силового агрегата составляет около 500 кг, отношение дополнительной возмущающей силы к силе веса, в этом случае, составляет около 20%. При весе силового агрегата КМ около 290 кг это отношение возрастает до 30%. Учитывая, что реальная величина смещения четвертой точки опоры, при низкой культуре производства или неправильном конструкторском решении, может значительно превышать 1 мм, дополнительная возмущающая сила может превышать силу веса силового агрегата в несколько раз. При воздействии дополнительной возмущающей силы происходит изменение положения центра жесткости изделия и, соответственно, момента дисбаланса и уровня вибраций. Неконтролируемое изменение положения центра жесткости от образца к образцу, сводит на нет попытки уменьшения уровня вибраций исключением взаимосвязи каналов их возникновения. Исключение взаимосвязи, возможно, реализовать за счет грамотного распределения жесткости между опорами, геометрией их размещения (и) или распределением массы изделия. Аналогичная ситуация имеет место и при сборке любого агрегата с четырехточечной схемой расположения опор. Таким образом, необходимость нивелировки опор СА и кабины, при применяемой четырехточечной схеме, является совершенно необходимой мерой, обеспечивающей уменьшение уровня вибраций КМ.
Исследование адекватности
В результате проведенных расчетов и исследований сформулированы практические рекомендации по снижению вибронагруженности:
1. Выполнены экспериментальные исследования модернизированного автопогрузчика, которые позволили дополнить практические рекомендации и оценить сходимость расчетных и экспериментальных исследований.
2. Исходя из конструктивных особенностей, применение на ДП 3510 трех опорной подвески СА не целесообразно, это потребует существенных изменений в конструкции. Это касается и подвески ограждения.
3. Обращая внимание на нестабильность физических свойств материалов из которых изготавливают виброизоляторы, целесообразно ввести входной контроль упругих элементов при котором будет проверяться не только внешний вид продукции, а также изделия будут сортироваться по параметрам жесткости и вязкости в группы с заданным диапазоном значений.
4. К практическим мероприятиям, также можно отнести повышение качества изготовления деталей, сборочных единиц, и окончательную сборку.
5. Следует отметить, что популярное в России мероприятие по "заделыванию" щелей между деталями резиновыми уплотнениями может привести к значительному ухудшению вибронагруженности элемента или изменить ранее прогнозируемые формы колебаний. Речь идет по поводу сопряжений между сборочными единицами, которые по своей конструкции должны взаимодействовать только через, заранее подобранные, упругие элементы или вообще не взаимодействовать. Например, корпус спецмашины и кабины.
6. При проектировании подвески СА и кабины, можно менять расположение опор и жесткость упругих элементов в соответствии с расчетными данными и тем самым добиться требуемого снижения вибронагруженности. А при модернизации существующих конструкций, обычно, становиться невозможно, менять геометрию подвески и приходиться оперировать только жесткостью и демпфированием упругих опор.
7. Несмотря на то, что уменьшение жесткости шин увеличивает вибрацию машины в области 1-3 Гц и снижает вибрацию в области 6-15 Гц. Жесткость шин не следует снижать ниже уровня безопасности по условиям устойчивости. Жесткость шин регламентируется устойчивостью машины и кинематическим радиусом колеса в порожнем и загруженном состоянии. Последний характеризует гистерезис в шине, а, следовательно, сопротивление качению. Лучшие свойства подвески достигаются путем снижения жесткости колес переднего -ведущего колеса с 2.106 до 1.106. Но, как показывают заводские исследования, с точки зрения устойчивости автопогрузчика с грузом - это не допустимо. Снижение жесткости шин незначительно влияет на вибронагруженность неподвижного автопогрузчика (КМ), но существенно сказывается при режиме движения. Следует отметить, что снижение жесткости негативно влияет на устой 106 чивость машины и энерго-затраты при передвижении. В результате исследований жесткость шин на модернизированном автопогрузчике не изменена.
8. При изучении виброактивности погрузчика, различные данные в результатах исследований на различных машинах заставили более подробно разобраться в характере возникновения такого разброса данных. Одной из возможных причин были отклонения плоскостности опор корпуса и сопрягаемыми с ними опорами СА и ограждения. Поэтому необходимо проводить нивелировку опор.
При исследовании адекватности математической модели сравниваются экспериментальные и расчетные данные.
Точность расчетных данных определяется адекватностью разработанной математической модели. Она зависит от подробности модели, от степени рассмотрения всех факторов влияющих на систему. Также большую роль при оценке точности играют исходные данные, используемые для расчета и принятые допущения [21].
Получение точных экспериментальных исследований зависит от качества планирования эксперимента. План эксперимента - это общий термин, он определяет набор инструкций по проведению эксперимента. Можно сказать, что этот термин охватывает все, что касается проведения эксперимента. От подготовки проведения эксперимента до записи его результатов.
Следует отметить, что при измерении физических величин, результаты отклоняются от истинных значений из-за трех возможных ошибок: 1. Регистрирующий элемент неправильно отражает измеряемую величи ну. 2. Промежуточный элемент неправильно передает реакцию регистри рующего элемента. 3. Неспособность наблюдателя правильно фиксировать показания прибо ра (с появлением цифровой техники, этот вид ошибок потерял свою актуаль ность).
