Содержание к диссертации
Введение
Глава. 1 Состояние вопроса II
1.1 Обзор работ по исследованию системы «оператор - сиденье - машина - среда»
с позиции виброзащиты человека-оператора II
1.1.1 Основные направления исследований в области динамики я управления виброзащитных систем 11
1.1.2 Результаты экспериментальных исследований, характеризующих условия труда операторов мобильных машин по показателям вибрационной нагрузки на сиденье 16
1.2 Управление в системах виброзащиты параметрами упругодемпфируюшего звена 26
1.3 Методы исследований нелинейных виброзащитных систем ..:. 35
1.5 Выводы. Цель и задачи исследований... 38
Глава 2. Теоретические исследования 40
2.1 Модели виброзащитных систем с дополнительным упругодемпфируюшим звеном прерывистого действия... 40
2.1.1 Систематизация по конструктивным признакам 40
2.1.2 Систематизация по функциональным признакам 50
2.2 Вывод расчетных формул для определения параметров и коэффициентов динамичности исследуемых моделей 45
2.2.1 Особенности колебательных процессов в случае прерывистого компенсационного воздействия 54
2.2.2 «Фурье — линеаризация» нелинейных слагаемых 57
2.2.3 Реализация основной процедуры метода гармонического баланса и вывод искомых формул 59
2.3 Анализ динамических свойств исследуемых моделей и выбор базовой модели 64
2.4 Выводы по второй главе 70
Глава 3 Моделирование колеваний базовой модели. 71
3.1 Особенности моделировання колебательных процессов в среде Matbcad и программное обеспечение 71
3.2 Исследование колебаний при гармоническом возмущении 78
3.3 Переходные процессы при единичном возмущении 86
3.4 Статистические испытания
при случайных возмущениях . 92
3.5 Выводы по третьей главе 100
Глава4 Экспериментальные исследования 101
4.1 Конструктивные схемы упругодемпфирующих звеньев, работающих в режиме «включить-выключить» 101
Описание и результаты испытаний модернизированной подвести сиденья автогрейдера (базовой модели) 108
4.2 Выводы по четвертой главе 113
Глава 5 Оценка экономической эффективности 114
5.1 Общие положения методики расчета экономической эффективности от применения новых средств виброзащиты... .. 114
5.2 Расчет экономической эффективности от модернизации подвески сиденья мобильной машины на основе амортизатора прерывистого действия 116
Общие выводы 119
Литература
- Основные направления исследований в области динамики я управления виброзащитных систем
- Вывод расчетных формул для определения параметров и коэффициентов динамичности исследуемых моделей
- Исследование колебаний при гармоническом возмущении
- Описание и результаты испытаний модернизированной подвести сиденья автогрейдера (базовой модели)
Введение к работе
При непосредственном участии человека-оператора в технологических операциях современных производств на него неизбежно воздействуют неблагоприятные факторы окружающей среды, приводящие к ухудшению условий труда. Особое место в ряду неблагоприятных факторов занимает производственная вибрация. Для сельскохозяйственного и дорожно-строи-тельного производства - это в основном транспортная вибрация.
Систематическое воздействие вибрации на человека рассматривается медициной как мощный стресс-фактор, оказывающий отрицательное влияние на работоспособность, эмоции и умственную деятельность, а также повышающий вероятность различных заболеваний и несчастных случае». Особую опасность для человека представляет постепенное, скрытое развитие профессионального заболевания, именуемого вибрационной болезнью /1,2/.
По данным ФГНУ ВНИИОТ Минсельхоза России только за 2002 год в организациях агропромышленного комплекса в результате несчастных случаев пострадало 3456 человек (в том числе погибло 1052 человека). Из общего числа травмированных более 20% составили операторы мобильных машин /3/. Можно утверждать, что вероятность несчастного случая повышается при воздействии вибрационных нагрузок, поскольку они неизбежно вызывают у операторов мобильных машин, например, расстройство зрительного восприятия и замедление реакций. Ситуация усугубляется тем, что при внедрении новой техники (тракторов, сельскохозяйственных и дорожных машин) не обеспечивается надлежащих показателей вибрационных характеристик на рабочих местах операторов, т.е. реального прогресса в области защиты человека-оператора мобильных машин от транспортной вибрации за последние годы не произошло /4, 5/.
При разработке средств виброзащиты человека-оператора мобильных машин регламентирующими документами являются ГОСТ 12.1.012-90 «Вибрационная безопасность. Общие требования» и СН 2.2.4/2.1.8.556-96 «Производственная вибрация, вибрация в помещениях жилых и общественных зданий». /6, 7/. Данные регламентирующие документы учитывают, в определенной мере, возможности современной виброзащитной техники, а также основные особенности воздействия вибрации на организм человека.
Повышенный уровень вибраций на рабочих местах операторов мобильных машин обусловлен тем, что устройства виброзащитной техники, которые в настоящее время используются в подвесках сидений (демпферы, амортизаторы) по своим свойствам и реализуемым характеристикам зачастую не отвечают установленным научным требованиям. Другая и главная причина - это отсутствие в подвесках сидений специальных устройств управления колебаниями, работающих по принципу активных систем. Данные устройства должны адекватно реагировать на внешние воздействия и поддерживать оптимальный, в соответствии с принятым критерием качества виброзащиты, процесс формирования компенсационных воздействий. Это полностью относится к таким необходимым устройствам виброзащитной техники как упругодемпфирующие звенья.
Изложенный концептуальный подход к решению задач виброзащиты по снижению вибрационной нагрузки на сиденье мобильных машин, положен в основе диссертационной работы, целью которой является улучшение условий труда операторов мобильных машин.
Снижение вибрационной нагрузки на сиденье оператора является сложной комплексной задачей, которая предполагает разработку соответствующих разделов теории виброзащитных систем прерывистого действия и
использования новых конструктивных решений. С позиции охраны труда научный и практический интерес представляют не только обшетеоретяческие задачи динамики виброзащитных систем, но и отработанные инженерные методики расчета перспективных моделей и средств виброзащиты прерывистого действия, что и предопределяет актуальность выбранного направления исследования.
Показано, что формирование компенсационного воздействия по принципу активных систем обеспечивается дополнительным упругодемпфирую-шим звеном прерывистого действия. Причем использование информации о смене ряда априорных ситуаций колебательного процесса, которые выражаются через компоненты состояния системы в относительном движении, вполне достаточно для устранения резонансных явлений и существенного улучшения противоударных свойств.
В диссертации приведены результаты исследования базовой модели виброзащитной системы с дополнительным позиционируемым упругим звеном прерывистого действия. Соответствующее устройство базовой модели в виде амортизатора прерывистого действия, установленного в подвеске сиденья, позволяет устранить резонансные явления и обеспечить реальное снижение вибрационной нагрузки на рабочем месте оператора.
Исследования проводились в соответствии с программой Министерства образования Российской Федерации «Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники» - подпрограмма «Производственные технологии», проект «Совершенствование методов расчета и конструирования колебательных систем с непрямым импульсным управлением: проектирование управляемого упругодемпфирующего звена сиденья автогрейдера» (2000 - 2002 г).
Объектом исследования является подвеска сиденья мобильных машин с дополнительным упругодемпфируюпшм звеном прерывистого действия, которая рассматривается в системе «человек - сиденье - машина -среда».
Предмет исследования - это процессы формирования прерывистого компенсационного воздействия, которые определяют динамические свойства подвески сиденья мобильной машины и позволяют уменьшить интенсивность вибрационной нагрузки передаваемой оператору.
Методы исследования.
Теоретические исследования выполнены на основе классических методов расчета динамических систем с линейными и нелинейными упругодемпфируюшими звеньями. Использовались методы гармонического баланса, математического моделирования и численного решения уравнений. При проведении экспериментальных исследований применялись стандартные методики измерений вибраций на сиденье оператора мобильных машин.
Научная новизна исследований заключается в том, что:
1. Обоснован выбор н проведена систематизация математических мо
делей виброзащитных систем с дополнительным упругодемпфирующим зве
ном прерывистого действия;
2. Разработаны методика я программы расчета рациональных
параметров прерывистого компенсационного воздействия, при которых
обеспечивается существенное снижение вибрационной нагрузки на сиденье
оператора мобильных машин;
3.. Предложены технические решения амортизаторов прерывистого действия для подвесок сидений оператора мобильных машин;
4. Приведены результаты и анализ экспериментальных исследований
опытного образца амортизатора прерывистого действия в составе подвески сиденья автогрейдера.
Практическую значимость работы составляют:
Результаты систематизации виброзашитных систем с дополнительным упругодемпфирующим звеном прерывистого действия;
Методика и программы расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия;
Результаты исследований базовой модели виброзащитной системы с дополнительным позиционируемым упругим звеном;
Конструктивные схемы амортизатора прерывистого действия для подвески сиденья оператора мобильных машин.
Результаты исследований могут быть использованы при проведении научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ, которые связаны с разработкой перспективных и модернизацией существующих виброзащитных систем.
На защиту выносятся:
Теоретически обоснованные положения о необходимости установки в подвеске сиденья мобильных машин дополнительного упругодемпфирую-щего звена прерывистого действия;
Методика расчета параметров прерывистого компенсационного воздействия, формируемого дополнительным упругодемпфирующим звеном прерывистого действия;
Результаты исследований динамических свойств базовой модели виброзащитной системы с дополнительным позиционируемым упругим звеном прерывистого действия, полученные при моделировании системы «человек — сиденье — машина — среда»,
Предложенные технические решения по конструкции амортизатора
прерывистого действия и результаты его испытании.
Апробация работы.
Основные результаты работы докладывались и обсуждались на следующих конференциях и симпозиумах:
Международный научный симпозиум «Машины и механизмы ударного, периодического и вибрационного действия», - ОрелГТУ, 2003 г.,
Научно-техническая конференция «Вибрационные машины в технологии». - КГТУ, 2003 п,
Международный научный симпозиум «Шум и вибрация на транспорте». - Санкт-Петербург, 2004 г.,
Научно-техническая конференция «Неделя науки - 2004». - Орел:* ОрелГТУ, 2004 r.f
5. Международная научно-техническая конференция «Информаци
онные технологии в науке, образовании и производстве». - ОрелГТУ, 2004 г.
Экспонат «Амортизатор прерывистого действия» выставлялся в 2003 году на VII Международной специализированной выставке «Безопасность и охрана труда - 2003» и на Российской агропромышленной выставке «Золотая осень». ОрелГТУ, кафедра «Прикладная механика» и коллектив авторов награждены двумя дипломами ВВЦ за разработку «амортизатора прерывистого действия, снижающего вибрационную нагрузку на механизатора».
Публикации.
По теме диссертации опубликовано б печатных работ и поданы две заявки на изобретения.
Структура в объем диссертации.
Диссертация состоит из введения, пяти глав, списка литературы из 125 наименований,, семи приложений и содержит 120 страниц основного текста, 30 рисунков, 8 таблиц.
Основные направления исследований в области динамики я управления виброзащитных систем
Изучению проблем, связанных с виброзашитой человека-оператора мобильных машин сельскохозяйственного и дорожно-сгроительного назначения уделяется большое внимание, как в нашей стране, так и за рубежом. Особое место отводится исследованиям связанных с изучением и совершенствованием динамических свойств подвесок сидений как виброзащитных систем, от которых во многом зависят условия работы оператора мобильных машин.
На динамические свойства виброзащитных систем существенное влияние оказывают процессы диссипации (рассеивания) колебательной энергии, и, в этом плане, применение специальных упругодемпфирующих звеньев является необходимым условием достижения положительных результатов виброзащиты.
В научных исследованиях уделяется большое внимание теории, методам расчета и обоснованию оптимальных режимов работы упруго-демпфирующих звеньев в составе систем виброзащиты.
Известны общетеоретические работы Тимошенко СП. /8/, Бабакова И.М. /9/, Бутенина Н.В. /1Q/, Пановко Я.Г. /11/, Бидермана В.Л. /12/ и многих других авторов, в которых достаточно полно изучены колебания механических систем с линейными упругодемпфирующими звеньями в случае детерминированных внешних возмущениях (силовом и кинематическом).
Большое внимание уделяется изучению динамики самих мобильных машин и, в частности, закономерностям формирования кинематических возмущений на остове машины. Рекомендации по улучшению динамики тракторов изложены в работах Барского И.Б. /13/, Аяиловича В Л. /14/, Рослякова В.П. /15/, Калъчекко Б.И. /16/. Особенности функционирования сельскохозяйственных и дорожнскггроительных машин разбираются в работах Турбина БД. /17/, Малиновского Е.Ю. /18/, Иванова Н.И. /19/, Гребнева BJL /20/. Отмечается, что мобильные машины являются своеобразными «механическими фильтрами», усиливающими амплитуды колебаний в определенных полосах частот.
В работах Силаева А.А. /21/, Лурье А.Б. /22/ обращается внимание на то, что при выполнении различных сельскохозяйственных работ и технологических процессов операторы мобильных машин подвергаются воздействию интенсивных случайных колебаний. Сложный спектральный состав этих колебаний, как правило, неблагоприятен для восприятия человека-оператора и не может быть изменен в достаточной мере за счет подвески сиденья с линейными характеристиками.
Исследованию колебаний мобильных машин с использованием методов статистической динамики посвящены работы Ларина BJ5. /23/, Ди-ментберга Н.Ф. /24/, Светлицкого ВА. /25/, Хачатурова AAV26/, С. Крен-делла /27/. Применяемые методы статистической линеаризации и спектрального анализа (на основе интегрального преобразования Фурье) расширили круг традиционно решаемых задач виброзащиты. В результате статистического моделирования колебаний самой машины и, соответственно, подсистемы «оператор-сиденье» получены новые зависимости, характеризующие динамические свойства применяемых виброзащитных сие 13 тем. В результате этих исследований были предложены новые способы виброзащиты и устройства для их реализации /28, 29,30/.
Благодаря работам Коловского М.З. /31/, Фролова К.В. /32/, Синева А.В. /33/, Троицкого В.А /34/, Осиновского А.Л. /35/ в настоящее время выявлены принципиальные возможности достижения минимальных уровней колебаний на рабочем месте оператора мобильных машин.
Прослеживается общая тенденция перехода от пассивных упруго-демпфирующих звеньев к управляемым аналогам. Необходимость этого обусловлена малой эффективностью используемых в настоящее время амортизаторов остова ряда машин технологического назначения (колесных тракторов), а также подвесок сидений с постоянными параметрами упругодемпфирующего звена /36,37/.
Поскольку наряду с кинематическим возмущением подвеска сиденья воспринимает сопутствующее силовое возмущение, зависящее от динамики тела человека и вторичных проявлений, вызываемых рефлекторными реакциями, то это предъявляет особо «жесткие» требования к реализуемым способам управляемой виброзащиты /38/. По крайней мере, должно обеспечиваться надлежащее быстродействие при формировании противофазного компенсационного воздействия необходимой интенсивности. Практические аспекты затронутой проблемы отражены в работах Панов-ко ГЛ. /39/, Хвингия М.В. /40/ и других авторов.
Однако, если говорить об активных виброзащитных системах, где наиболее полно воплощаются достижения фундаментальной теории оптимального управления, то из-за относительно большой стоимости и малой надежности они не нашли широкого практического применения в транспортном машиностроении.
Вывод расчетных формул для определения параметров и коэффициентов динамичности исследуемых моделей
Как видно, направление действия диссипативной силы по отношению к защищаемому объекту определяется по знаку относительной скорости. Диссипативная сила направлена «вниз», если относительная скорость положительна, и, наоборот, диссипативная сила направлена «вверх», если относительная скорость отрицательна. При постоянном коэффициенте вязкого сопротивления Ао абсолютное значение диссипативной силы изменяется пропорционально модулю относительной скорости.
Третья модель - М-Зк (рисунок 2.1 в) содержит демпфер сухого трения, который работает в режиме «включить-выключить» н реализует в пределах интервала «включения» постоянное (график 1) или нелинейное (график 2) компенсационное воздействие.
Бели предположить, что сила трения не зависит от относительной скорости, то математическое описание третьей модели сводится к дифференциальному уравнению, нелинейное слагаемое в котором формируется посредством знаковой функции:
Pasigrtx-y) if {y-x\x-y) Qr, О if (y-jcXx-y) Следует заметить, что по формальным признакам исходные модели (2.1) - (2.3) могут быть идентичны н, по всей видимости, их динамические свойства будут также одинаковыми при условии, что выделенные нелинейные слагаемые воспроизводят один и тот же закон изменения компенсационного воздействия. Так, если упругий дополнительный элемент не позиционируется, то первая и вторая модели являются идентичными, если соответствующие нелинейные слагаемые Рв(/) и Рд(/) тождественно равны. Если же наряду с процессом позиционирования упругого дополнительного элемента обеспечивается и квазинулевая жесткость, то возможна идентичность первой и третьей моделей.
Из установленного факта идентичности моделей следует, что в дополнительном упругодемпфируюшем звене прерывистого действия амортизатор и демпфер выполняют двойственные функции и могут подменять друг друга. Так, после включения в работу амортизатор накапливает по-тенциальную энергию деформации, создавая при этом компенсационное воздействие, а при выключении из работы «мгновенно рассеивает» данную энергию. Что касается демпфера, то после его включения в работу он рассеивает кинетическую энергию объекта, создавая при этом компенсационное воздействие, а при выключении из работы данный процесс просто прерывается. Таким образом, для воспроизведения необходимого компенсационного воздействия можно разрабатывать взаимозаменяемые устройства виброзащитной техники на основе амортизаторов и демпферов прерывистого действия.
В рамках решения задач систематизации моделей группы «к» были выделены смешанные модели, которые приведены на рисунке 2.2. Они получены из исходных моделей в результате их объединения по схеме простой комбинаторной задачи. Возможное число «сочетаний из двух элементов трехэлементного множества» равно трем. Кроме того, имеем совокупность всех трех «исходных элементов множества»... В итоге получаем четыре модели «сметанного типа».
В качестве «исходных элементов множества» приняты следующие типовые устройства виброзащитной техники: амортизатор, демпфер вя кого сопротивления (гидравлический или пневматический демпфер), демпфер сухого трения (фрикционный демпфер). Данные устройства ВХОДЯТ в состав упругодемпфирующего звена и формируют прерывистое компенсационное воздействие.
Математическое описание каждой из моделей «смешанного типа» можно представить в виде «обобщенного» дифференциального уравнения тх +4 - )=0, (25) о if (у- Х -Л о в котором нелинейное слагаемое PK(t) - это суммарное компенсационное воздействие, реализуемое дополнительным упрутодемпфируюшим звеном прерывистого действия.
Ниже приведены «обобщенные» дифференциальные уравнения для каждой смешанной модели группы «к», имеющие вставку в виде отдельных составляющих компенсационного воздействия. Четвертая смешанная модель СМ-4к (амортизатор + гидравлический демпфер + фрикционный демпфер прерывистого действия): /7Uf + PBf}sign(x xv-y + yv)+cQ{x-xv-y + yy)+ + Ь0{х-у)+Р &{х-у) if {y-xtx-y) 0 0 ії{у-хХх-у) +с(х- )=0 (2.9)
В заключение данного подраздела преобразуем к безразмерному виду «обобщенное» дифференциальное уравнение (2.5) и соответствую щие компоненты компенсационного воздействия, полный набор которых представлен в четвертой смешанной модели СМ-4к (2.9).
Пусть кинематическое возмущение изменяется по гармоническому закону с амплитудой у0 и частотой&\ у — у0 sin cot. Это позволяет опреде лить силу инерции ту0о защищаемого объекта в случае блокировки виб розащитной системы. Разделим на згу силу инерции каждое из слагаемых в «обобщенном» дифференциальном уравнении (2.5), а затем преобразуем его к виду
Исследование колебаний при гармоническом возмущении
В результате многофакторного численного эксперимента по моделированию колебаний смешанной модели СМ-2ф установлено, что существуют различные сочетания рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия, при которых обеспечиваются практически одинаковые показатели внброзашиты в области рабочих частот. Это наглядно демонстрируют данные, которые приведены в таблице 3.2.
Фактически для любого значения относительного коэффициента жесткости ц из диапазона 1,0...2,5 всегда находится такое значение относительного коэффициента восстанавливающей силы С# из диапазона 0,2...0,6, при которых амплитуды колебаний защищаемого объекта будут предельно минимальными. Данное обстоятельство позволяет закладывать глубокую (в широких пределах) регулировку параметров позиционируемо-. то упругого звена или проектировать соответствующие модифицирован-ные конструкции, относящиеся к одному типовому ряду. Естественно, что при всех прочих равных условиях предпочтительно уменьшить как жесткость упругого дополнительного элемента, так я силу позиционирования.
Однако при наблюдаемой «обратно пропорциональной» зависимости между настраиваемыми параметрами всегда приходится выбирать компромиссный вариант настройки, В дальнейших расчетах используются следующие параметры прерывистого компенсационного воздействия: 0=0.25 ц=2.0.
Динамические свойства базовой модели зависят от внешнего «фонового» сопротивления среды и от возможных задержек переключений компенсационного воздействия.
С учетом этих факторов базовая модель с дополнительным позиционируемым упругим звеном прерывистого действия, описывается следующим нелинейным дифференциальным уравнением; + (r)+2(f-$)+-Lfe- )-0, (3.1) rj Гж(гИ+ о(#-,- + ,) if (&ti-$) 0and\S-$\ A 0 if otherwise
В дифференциальном уравнении (3.1) S0 = , a Zo =_ - H3 помним, что параметры компенсационного воздействия к(т) такие же, как в (2.11), т.е. Ь - эгго относительный коэффициент восстанавливающей силы дополнительного позиционируемого упругого звена, а ц - относительный коэффициент жесткости.
Кроме того, введены следующие новые безразмерные параметры: є относительный коэффициент демпфирования при задан 2тк ном вязком («фоновом») сопротивлении среды Ь\ Д = -—- - задержка со знаком минус, которая позволяет модели-Го ровать процесс «опережающего» выключения из работы дополнительного позиционированного упругого звена по отношению к условию ($-0(-5)«О, Совершенно очевидно, что при задержке со знаком минус дополнительное позиционированное упругое звено будет выключено из работы, если относительное смешение -Д 5- Д.
Типовые графики установившихся колебательных процессов и циклограмм прерывистого компенсационного воздействия представлены на рисунке 3.3.
Данные графики имеют характерные изломы в моменты переключений компенсационного воздействия, что особенно наглядно видно на графиках скорости защищаемого объекта. Тем не менее, если судить по графикам перемещений, на которых зги изломы не столь ярко выражены, то установившиеся колебательные процессы можно достаточно точно описать гармоническими функциями. Именно это обстоятельство и позволило эффективно использовать в разделе 2.2 метод гармонического баланса для анализа динамических свойств виброзащитных систем с дополнительным упругодемлфируюпшм звеном прерывистого действия.
Описание и результаты испытаний модернизированной подвести сиденья автогрейдера (базовой модели)
В экспериментах использовался опытный образец амортизатора прерывистого действия, который был спроектирован и изготовлен на кафедре «Прикладная механика» ОрелГТУ. Устройство и принцип действия данного амортизатора описаны в разделе 4.1. Его основными сборочными единицами являются - переключающее устройство и тормозное устройство.
На рисунке 4.4 показан обший вид опытного образца амортизатора со встроенным переключающим устройством и присоединенным тормозным устройством типа «торсионная пружина». Принципиальная конструктивная схема данного тормозного устройства приведена на рисунке 4.5. Методика расчета параметров торсионной пружины и ее динамические характеристики изложена в книге /12/.
Параметры общей транспортной вибрации регистрировались измерителем вибрации ВШВ-003-М2 , который был снабжен пьезоэлектрическим преобразователем ДН-3-М1. Методика измерений и обработка параметров вибрации проводились по ГОСТ 12.1.012-90 «Вибрационная безопасность. Общие требования» /67 и СН 2.2.4/2.1,8.556-96 «Производственная вибрация, вибрация в помещениях жилых и общественных зданий» /7/.
Приведенные в таблице 4.1 экспериментальные данные подтверждают результаты теоретических исследований.
Автогрейдер как динамическая система с низкой собственной частотой колебаний формирует на долу кабины узкополосной спектр виброускорений, основная «энергия» которого сосредоточена во второй й третьей октавных полосах частот. В этих окгавных полосах частот значения виброускорений превышают нормативные /6/.
Сиденье со штатным гидравлическим амортизатором работает как линейный фильтр низкой частоты и не устраняет резонансные явления при случайном кинематическом возмущении. Наблюдаемый спектр виброускорений имеет ярко выраженный «пик», приходящийся на вторую октавную полосу частот, где значение виброускорения превышает нормативный показатель на 5 дБ. Тем не менее; в соответствии с «законом линейного фильтра» в области высоких частот имеем монотонное снижение уровней колебаний.
Сиденье с опытным амортизатором прерывистого действия устраняет резонансные явления и позволяет снизить значения виброускорений на подушке сидения в низкочастотной области. По схеме «вход - выход» -значения виброускорений снижаются на 4 и 6 децибел во второй и третьей октавных полосах частот. По схеме подвески «постоянного» и «прерывистого» действия - значение виброускорения снижается на 8 дБ во второй октавной полосе частот. Несколько повышенный уровень колебаний в области высоких частот объясняется тем, что в процессе переключений генерируются дополнительные «ударные импульсы».
1. Резонансные колебания автогрейдера приходятся на частоты из диапазона 2..,4 Гц. На полу кабины регистрировался узкополосный спектр. Во второй и третьей октавных полосах частот значения виброускорений превышают нормативные. Следовательно, чтобы снизить соответствующие значения виброускорений на рабочем месте оператора (на подушке сиденья) до нормативных значений необходимо использовать эффективную виброзащитную систему - в данном случае устанавливать в подвеске сиденья дополнительное позиционируемое тфугое звено прерывистого
2. Работа серийного сиденья со штатным гидравлическим демпфером малоэффективна. В низкочастотной области происходит интенсивное раскачивание сиденья. Наблюдаемый спектр виброускорений имеет ярко выраженный «пик», приходящийся на вторую октавную полосу частот, где значение виброускорения превышает нормативный показатель на 5 дБ.
3. Модернизированная подвеска сиденья снижает вибрацию на резонансной частоте автогрейдера. Здесь об эффективности применения амортизатора прерывистого действия, можно судить по величине коэффициента динамичности (как отношения среднеквадратических ускорений), которая меньше единицы и равна 0,62.
4. В области высоких частот значения виброускорений на подушке сиденья при использовании штатного гидравлического демпфера несколько ниже, чем те, которые имеют место при использовании амортизатора прерывистого действия. Это объясняется тем, что в моменты переключений параметры упругодемпфирующего звена изменяются скачком и генерируются дополнительные «ударные импульсы».
