Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Современное состояние вопроса. Цель и задачи исследования 6
1.1. Физико-гигиеническая характеристика вибрации 6
1.2. Влияние вибрации на организм человека-оператора 7
1.3. Основные направления в развитии улучшения условий труда операторов сельскохозяйственной техники 18
1.4. Тенденции в развитии систем виброзащиты человека-оператора с помощью нелинейных пневматических подвесок 29
1.5. Выводы 38
1.6. Цель и задачи исследования 39
Глава 2. Теоретические исследования пневматической системы виброзащиты человека-оператора 40
2.1. Уравнения динамики нелинейной пневматической виброзащитной системы 40
2.2. Динамические характеристики пневматической системы виброзащиты при гармоническом воздействии 50
2.3. Динамические характеристики системы виброзащиты при случайном стационарном воздействии 56
2.4. Учет биодинамических характеристик тела человека-оператора при определении эффективности виброизоляции подвески сиденья 61
2.5.Динамические характеристики систем виброзащиты с несимметричной характеристикой на "сжатие" и "отбой" и систем с частотно-зависимым сопротивлением межкамерного дросселя 64
2.6. Выводы ...79
Глава 3. Методика экспериментальных исследований 81
3.1. Методика выявления зависимостей и закономерностей при взаимо
действии человека и сиденья 81
3.2. Методика проведения дорожных испытаний 96
3.3. Выводы 105
Глава 4. Результаты исследований и их анализ 107
4.1. Результаты теоретического исследования на ПЭВМ динамических характеристик пневматической виброзащитной системы человека-оператора самоходной сельскохозяйственной техники 107
4.2. Результаты экспериментальных исследований пневматической системы виброзащиты на стендах 124
4.3. Результаты экспериментальных исследований пневматических сис тем с несимметричной характеристикой межкамерного дросселя и систем с частотно-зависимым сопротивлением дросселя 131
4.4. Результаты дорожных испытаний пневматической подвески сиденья человека-оператора на автомобиле ГАЗ-69 и тракторе Т-150К 140
4.5. Выводы 147
Глава 5. Экономическая эффективность результатов исследований и технических разработок 152
5.1. Методика определения экономического эффекта от внедрения одного виброзащитного сиденья с учетом полных трудовых потерь 152
5.2. Оценка эффективности внедрения виброзащитной подвески сиденья
по текущим затратам и капиталовложениям новой и базовой моделей 155
Основные выводы по работе 157
Литература
- Основные направления в развитии улучшения условий труда операторов сельскохозяйственной техники
- Динамические характеристики пневматической системы виброзащиты при гармоническом воздействии
- Методика проведения дорожных испытаний
- Результаты экспериментальных исследований пневматической системы виброзащиты на стендах
Введение к работе
Основными внешними воздействиями, представляющими собой опасность для здоровья механизатора, являются: большие по уровню низкочастотные случайные колебания, высокий уровень шума, высокая температура рабочей зоны, загрязненность рабочей среды пылью и газами, нерациональная рабочая поза и тд
Воздействие низкочастотной вибрации может вызвать стойкие и необратимые изменения обменных процессов, привести к нарушению в центральной и периферической нервной системе, искривлению позвоночника, опущению желудка, утомляемости, снижению работоспособности.
В связи с этим борьба с механическими вибрациями в настоящее время является одним из определяющих факторов при создании новых машин и в процессе эксплуатации.
При создании современных самоходных сельскохозяйственных машин, во многих случаях оказывается, что полное подрессоривание транспортных машин невозможно по чисто технологическим соображениям. В некоторых же случаях подвеска транспортного средства, например, в грузовых автомобилях, не удовлетворяет необходимым условиям виброзащиты человека-оператора. В этих случаях целесообразно использовать дополнительные средства виброзащиты. Такими средствами виброзащиты человека-оператора может быть подрессоривание кабины транспортных и строительно-дорожных машин, а также подрессоривание сидений.
В настоящее время наиболее актуальной является проблема создания и использования подрессоренных сидений. Большая работа в этом направлении проделана в тракторной промышленности, где созданы унифицированные сиденья.
Подрессоренные сиденья для тяжелых и легких тракторов разработаны ГСКБ Харьковского и Минского тракторных заводов. Эти системы виброза щиты человека-оператора включают в себя направляющий механизм парал-лелограммного или торсионного типа, упругие элементы (пружины) и демпфер. В качестве демпфера использовались амортизаторы, применяемые на автомобилях марки "ЗАЗ-968", а в настоящее время используются демпферные конструкции, разработанные ХТЗ. Аналогичные разработки по виброзащитным сиденьям такого типа ведутся в НАТИ, где разработан ряд новых типов виброзащитных сидений.
Использование пассивных виброзащитных систем при широкополосном возбуждении предполагает определенный компромисс между увеличением колебаний в области собственных частот и снижением их в зарезонанс-ной зоне. Такой компромисс, исходя из необходимости обеспечения нормальных гигиенических условий труда оператора возможен, если уровни вибраций на нижнем краю нормируемого диапазона частот ниже величин, допускаемых действующими санитарными нормами [34]. Специфика других отраслей машиностроения, в частности: строительно-дорожного машиностроения, тяжелого машиностроения, авиастроения, приводит к тому, что каждая отрасль ведет разработку своих собственных сидений, используемых в конкретных условиях работы.
Основные направления в развитии улучшения условий труда операторов сельскохозяйственной техники
Трудность решения задачи по улучшению условий труда операторов сельскохозяйственной техники заключается в том, что вибрации транспортных средств имеют наибольшую интенсивность в низкочастотной области (1...10 Гц), что требует весьма низких собственных частот виброзащитной подвески. Виброзащита человека в данной области частот имеет особое значение и в связи с тем, что основные резонансы тела человека находятся в диапазоне 2... 10 Гц. Сегодня для решения проблемы виброзащиты в области низких частот используются как пассивные, так и активные виброзащитные системы с механическими обратными связями, пневматические, гидропневматические и электрогидравлические системы, характеризующиеся весьма низкими собственными частотами системы порядка десятых и даже сотых долей герца. Под пассивными виброзащитными системами подразумевают конструкции, содержащие упругие элементы, например, механические пружины, и элементы, рассеивающие энергию, например, гидравлические амортизаторы (демпферы). Проанализируем известные технические решения в этой области.
Среди отечественных работ следует, в первую очередь, отметить работы КВ.Фролова, А.В.Синева, Р.В. Ротенберга, Ю.И.Чупракова, АА.Силаева, Я.М. Певзнера, С.В.Елисеева, ИХ. Пархиловского, М.Ф. Агеева, О.С. Коче-това, В.П. Рослякова, В.И. Чернышева, Е.М. Гнеушевой и др.автсров.
Гурским СМ. и Никифоровым И.С. [36J для защиты операторов-механизаторов от вибрации предложена конструкция подвески сиденья пассивного типа на тросово-упругих элементах. Подвеска отличается достаточно высокой эффективностью виброгашения, относительной простотой и невысокой стоимостью (см.рис.1.4 а, б).
Преобразование и рассеивание колебательной энергии подвески обеспечивают базовые пружины 1 и устройство отрицательной жесткости 3. В качестве упрутодемпфирующих элементов используются стальные тросы, концы которых жестко защемлены во втулках подвесной 2 и несущей 5 опор. Отрезки тросов базового упругого элемента, расположенные в виде че-тырехзвенника (неправильной усеченной пирамиды), обеспечивают анизотропию жесткости элемента по осям координат. В результате удается получить нелинейные силовые характеристики в направлении координатных осей с участками пониженной жесткости, что значительно снижает частоту свободных колебаний подвески сиденья в рабочей зоне перемещений в соответствии с требованиями ГОСТ 12.1.012-90. Конструкции базовых пружин и устройства отрицательной жесткости позволяют на этапе проектирования оптимизировать соотношения их упругих и демпфирующих характеристик.
Конструкция подвески сиденья оператора сельскохозяйственной техники на тросово-упругих элементах: а) общий вид, б) разрез А-А
Подвеска регулируется в зависимости от массы оператора винтовым механизмом 4. Лабораторные, стендовые и натурные испытания были проведены на комбайне «Енисей», тракторе ДТ-75, а также на грузовом автомобиле. Результаты испытаний показали, что подвеска сиденья гасит вибрацию в вертикальном и горизонтальном направлениях, при этом частота свободных колебаний в вертикальном направлении составляет 1,3... 1,6 Гц.
Недостатком этой подвески является сравнительно невысокая эффективность виброизоляции за счет использования в качестве упругодемпфи-рующих элементов стальных тросов.
Трегубое В.А. и Литовко Б.М. [82] разработали оригинальную подвеску сиденья оператора на базе цилиндрических винтовых пружин, которая выполнена двумя самостоятельными узлами, предназначенными для гашения вертикальных и горизонтальных колебаний (см. рис. 1.5). Узел гашения вертикальных колебаний имеет подвижную 7 и неподвижную 10 скобы, соеди 21 ненные между собой параллелограммными рычагами 9, оси которых помещены в шарикоподшипниковые опоры S. Между удлиненными концами нижних рычагов расположена пружина сжатии 11, упирающаяся в подвижный штурвал 12.
Узел гашения горизонтальных колебаний имеет средний диск 5, помещенный между, жестко соединенными друг о другом верхним 1 и нижним 3 дисками. Между дисками находятся равномерно расположенные по окружности и заключенные в сепараторы шарики 2 и радиальные пружины растяжения 4. Средний диск при помощи фланца 6, проходящего через отверстие в нижнем диске, соединен с подвижной скобой. На верхнем диске крепится сидение.
Динамические характеристики пневматической системы виброзащиты при гармоническом воздействии
В случае же нелинейного дросселя сначала нужно вычислить относительное перемещение А, по заданному уровню колебаний 1/0 по формуле (2.25), а затем определить и подставить его в выражение для определения Г».
На рис. 2.6 представлены амплитудно-частотные характеристики системы с нелинейным демпфированием (но с линейной упругой составляющей), рассчитанные по изложенной выше методике, для следующих значений величин, входящих в уравнения: т = 0,057 кгхсек см; &п = 3,23 рад/сек; ЛГ = 4,0; k =12,6х108; g = 981 см/сек2; U0=0,lg 0ag.
Анализируя полученные кривые можно сделать вывод, что на величину нелинейного демпфирования, реализуемого на турбулентных пневмосопро-тивлениях, в значительной степени влияет уровень вибровозбуждения: чем больше уровень возбуждения, тем больше эквивалентный коэффициент нелинейного демпфирования. Эта закономерность прослеживается и при экспериментальном исследовании системы с нелинейной упругой составляющей и с нелинейным демпфированием.
Рассмотрим случай, когда функция &p = F{G) является нечетной и несимметричной (рис. 2.5 б), т.е. { ,G2, при G 0, 2G2, при G 0. В этом случае к разложению нелинейной функции F(G) в ряд Фурье добавится постоянная составляющая: [ (G)L,i = АРо + API = АР» + ? (Л) Л sino /. Коэффициент гармонической линеаризации определится следующим образом:
В последнее время возрос интерес исследователей к созданию систем пневматической виброзащиты человека-оператора с несимметричной характеристикой межкамерного дросселя на "сжатие" и "отбой" и систем с частотно-зависимым сопротивлением дросселя [6-11,25,44,46]. Для подвесок сидений эти системы существенно повышают эффективность обзора оператором за счет того, что "отбой" происходит быстрее и область видимости дороги при колебаниях сиденья практически не изменяется. Системы с частотно-зависимым сопротивлением межкамерного дросселя (переменной структурой демпфирования) повышают эффективность виброзащиты человека-оператора в требуемой полосе частот, причем они обладают лучшими динамическими свойствами как в переходном, так и в стационарном режимах [78]. Суть подхода исследователей к этой задаче основан на принципе перемены структуры виброизолирующей системы при помощи управляемого электромагнитного клапана, установленного в соединительном трубопроводе (рис.2.9 а.). Двум возможным положениям клапана ("закрыт", "открыт") соответствуют две эффективные жесткости системы. Причем, при открытом клапане жесткость будет меньше, так как в работе будут участвовать объемы газа обоих камер. Тогда амплитудно-частотные характеристики виброзащитной системы, соответствующие жесткости аир, примут вид, изображенный на рис. 2.9 б (кривые 1и2).
Очевидно, что минимальное значение коэффициента передачи Тд(со) обеспечивается при частоте со со с системой с жесткостью р , а при со сос -системой с жесткостью а. Поэтому для получения предельных динамических свойств системы при выбранных аир необходимо переключение структуры при частоте (ос (кривая 3). Недостатками известных систем с переменной структурой являются: зависимость коэффициента трения от внешних условий, наличие блоков управления электромагнитными клапанами, высокая собственная частота виброизолятора (около 20 Гц), не позволяющая эффективно защищать человека-оператора от вибраций в низкочастотной области. На рис.2 Л 0 представлена нелинейная пневматическая система с частотно-зависимым демпфированием на элементах типа сопло-заслонка [52].
Пневматический упругий элемент содержит резинокордную оболочку I, демпферную камеру 2, перегородку 3 между ними, в которой закреплена изогнутая по радиусу трубка 4, являющаяся соплом, против которого с зазором 5 установлена в подшипниковой втулке 5 подпружиненная заслонка 6, являющаяся сейсмомассой, в пневмосопротивлении типа сопло-заслонка. Заслонка 6 имеет упор 7, который приходит в соударение с отражателями 8 и 9
Пневматический упругий элемент работает следующим образом. При ходе сжатия воздуха из резинокордной оболочки 1 поступает в демпферную камеру 2 через зазор S между изогнутой по радиусу трубкой 4 и заслонкой 6. В исходном положении зазор 5 настроен на оптимальную величину, отражавшую характеристику системы, изображенную на амплитудно-частотной характеристике кривой 10. Заслонка 6 настраивается на собственную частоту колебаний wi, а расстояние между отражателями h выбирается так, чтобы обеспечить максимальный коэффициент восстановления (К=угМ, где V2—скорость после удара; vi—скорость до удара), причем материал отражателей 8 и 9 и упора 7—это закаленные подшипниковые стали. При совпадении частоты возбуждения с собственной частотой сейсмоподвеса wi последняя начнет колебаться, периодически открывая сопло, тем самым приближая систему к системе с нулевым демпфированием (кривая 4). Полоса частот wi — W2 соответствует виброударному режиму сейсмоподвеса заслонки 6. При ходе отдачи воздух из демпферной камеры 2 поступает в оболочку 1 по радиусной трубке 4 через зазор 8.
Методика проведения дорожных испытаний
Для самоходной сельскохозяйственной техники типичным является движение по грунтовым дорогам, агрофону (пашня) и пересеченной местности. На таких дорогах колесные и гусеничные тракторы широко используются для выполнения транспортных и технологических сельскохозяйственных работ.
Для оценки плавности хода следует принимать во внимание такие неровности, по которым трактору приходится двигаться в течение длительного времени. Следует рассматривать главным образом неровности на грунтовых дорогах различного состояния, встречающиеся трактору при выполнении транспортных работ, и неровности на поле, встречающиеся при выполнении сельскохозяйственных работ.
Для определения динамических нагрузок на детали транспортных машин и динамического воздействия на утомляемость пассажиров и водителей целесообразнее записывать ускорения на полу кабины транспортного средства и на сидении. Этот эксперимент проще осуществить, так как не надо снимать микропрофиль дороги. Кроме того, устраняется необходимость учета амортизирующих свойств шин и упругих свойств грунта или дорожного покрытия.
В качестве оценочных показателей можно принять амплитуды угловых колебаний и вертикальные ускорения остова транспортного средства. На угловые колебания остова трактора должны быть наложены ограничения согласно агротехническим требованиям. Увеличение угловых колебаний вызывает рост динамической нагруженности деталей ходовой системы.
Вертикальные ускорения на сиденье характеризуют условия работы оператора транспортного средства. Плавность хода принято оценивать по максимальным и средним квадратичным значениям этих ускорений. Так, при оценке плавности хода трактора рассматривают низкочастотные колебания частотой 0,5... 10 Гц, которые являются основными в колебательном процессе [99].
Измерительная цепь для записи колебательных процессов (рис.3.12) состояла: из двух тензоакселерометров и одного динамометра конструкций Института Машиноведения им. АА. Благонравова РАН со встроенными преду-силителями на интегральных микросхемах, регистрирующего магнитографа типа R-70A фирмы «ТЕАС» (Япония), электронно-лучевого осциллографа типа CI-49 (для настройки и контроля функционирования измерительной цепи во время движения транспортного средства), распределительной коробки и блока питания, включающего в себя два последовательно соединенных автомобильных аккумулятора по 12 вольт каждый.
В процессе исследований производилась регистрация уровней амплитуд динамической силы и виброускорений соответственно на полу кабины транспортного средства (вход) и на сиденье оператора (выход). Все измерения производились согласно требованиям ГОСТа 16526-70 «Машины самоходные, сельскохозяйственные, строительно-дорожные-колесные. Низкочастотные колебания на рабочих местах. Методы испытания.»
Согласно этим требованиям на подушку сиденья оператора транспортного средства устанавливался металлический диск диаметром 300 мм и толщиной 4 мм, с укрепленными на нем вибродатчиками.
С целью выявления влияния микропрофиля дороги и скорости передвижения по ней транспортного средства на эффективность виброзащиты оператора того или иного транспортного средства, исследования проводились в режимах работы по разным категориям дорог, при разных скоростях передвижения транспортного средства. Так, например, дорожные испытания автомобиля ГАЗ-69 проводились по булыжному и шоссейному покрытию со скоростями движения автомобиля, изменяемыми в пределах от 10 км/час до 60 км/час. Исследования трактора Т-150К проводились, в основном, в транспортном режиме его работы по грунтовому покрытию со скоростями 8; 13 и 20 км/час.
Поскольку объектами исследования являлись системы с параметрами, меняющимися во времени, методика проведения эксперимента предусматривала производство необходимых замеров за время, в течение которого изменения параметров систем были настолько незначительными, что их можно было рассматривать как постоянные. Длительность записи выбиралась на основании полуэмпирической формулы, обеспечивающей 98 % точности при расчетах автокорреляционных функций: т 25 т -V. (3-8 где /н - низшая частота в Гц, наблюдаемая в процессе.
Для определения вероятности превышения случайной функцией ir(t) допустимого значения воспользуемся неравенством Гаусса (учитывая нормальное распределение случайной величины) и напишем его в виде: / { (/) or, }=- = при К„ -\, (3.9) где Кя - коэффициент пропорциональности.
Рассчитаем вероятности появления ускорений свыше 0,03g на пневматическом сиденье и штатном сиденье трактора Т-150К при движении его по грунтовому покрытию со скоростью 13 км/час. / {r(0 0,03g}= 0,009 Q.io)
Допустим, что вертикальные ускорения распределения по нормальному закону и средние квадратичные значения ускорений равны: для пневматического сиденья - 0,02g; для штатного - 0,04g. Коэффициент пропорциональности Кп в этом случае для пневматического сиденья будет равен 1,5; а для штатного - 0,75.
Вероятность появления ускорений свыше 0,03 g, рассчитанная по формуле (3.10) для пневматического сиденья составит 6 %, а для штатного сиде 102 нья трактора Т-150К - 35,8 %, что почти в 6 раз больше чем для пневматического. По этим кривым можно определить не только значения максимальных ускорений, но и весь диапазон ускорений от 0 до Хпмх, а также вероятность появления каждого ускорения. Таким образом, график плотности вероятности ускорений является представительной статистической характеристикой, при помощи которой можно решать практические задачи. С учетом выделенной низшей частоты длина записи каждой реализации равнялась 50 секунд.
Особенностью машинно-тракторных агрегатов являются сравнительно низкая частота колебаний возникающих в результате воздействия неровностей почвенных фонов, что учитывалось при разработке методик испытаний и обработки полученных результатов.
Результаты экспериментальных исследований пневматической системы виброзащиты на стендах
Влияние на поведение системы изменения демпфирования в динамическом гасителе Pi=O,05... 0,95
На рис.4.12 представлены АЧХ виброзащитной пневматической системы оператора при следующих параметрах: Рі=123 кГс; Рг=51,7 кГс; 1=31,4 с-1; «2=12,56 с-1; $2=0,45 и при изменении параметра pi=0,05...0,95.
Анализируя полученные результаты можно отметить следующее: -характер кривых АЧХ виброзащитной пневматической системы оператора соответствует двухмассовои математической модели системы «человек-сиденье»; -коэффициент передачи от первого резонанса на частоте возбуждения pt=l 1J2 с"1 для всего диапазона изменения параметра Pi практически не изменяется и составляет Ті(ю)=1,57; -коэффициент передачи второго резонанса для рі=0,05 составляет Тг(о))=0,77 на частоте возбуждения рг =63 с-1, а начиная с Рі=0,5 система ведет себя как одномассовая с Ті(а )=0,25, начиная с частоты возбуждения рг =41,5 с"1; -амплитудный провал наблюдается только для рі=0,05„.0,25;
Таким образом изменение величины демпфирования в динамическом гасителе в диапазоне р 1=0,05...0,25 приводит к АЧХ виброзащитной пневматической системы оператора соответствующей двухмассовои математической модели системы «человек—сиденье», а в диапазоне Р 1=0,05...0,25 — к одно-массовой.
Влияние на поведение системы изменения демпфирования в подвес-ке р2=0,05...0,95 На рис.4.13 представлены АЧХ виброзащитной пневматической системы оператора при следующих параметрах: Рі=123 кГс; Рг=51,7 кГс; і=31,4 с-1; 2=12,56 с"1; Pi=0,05 и при изменении параметра $2=0,05...0,95. Анализируя полученные результаты можно отметить следующее: -характер кривых АЧХ виброзащитной пневматической системы оператора соответствует двухмассовой математической модели системы «человек-сиденье»; -коэффициент передачи от первого резонанса на частоте возбуждения pi=ll,2 с-1 при р2=0,05 составляет Ті(ю)=9,8; при р2=0,95 составляет T\(o)H,4; -коэффициент передачи второго резонанса для р2=0,05 составляет Т2()=0,57 на частоте возбуждения р2 =63 с-1, а при р2=0,95 - Т2(ю)=0,85; -амплитудный провал наблюдается для всего диапазона изменения р2=0,05...0,95 на частоте рА =31 с-1 при ТА()=0,01;
Таким образом изменение величины демпфирования подвески в диапазоне р2=0,05...0,95 приводит к стабильности амплитудного провала, но коэффициенты передачи первого и второго резонансного режимов существенно изменяются: при р2=0,05 — Ті(ю)=9,8; при р2=0,95 - Ті()=1,4; при р2=О,05 -Т2()=0,57, а при р2=0,95 - Т2(ю)=0,85; ТА(ю)=0,01 при всех р2 .
На рис.4.14 представлены АЧХ виброзащитной пневматической системы оператора при следующих оптимальных параметрах: Р2=51,7 кГс; 1=31,4 с-1; 2=12,56 с-1; Р]=0,25; р2=0,45 и при изменении параметра Рі от 123 до 246 кГс. Анализируя эти результаты можно сделать вывод, что виброзащитные свойства система проявляет себя, начиная с частоты р=17,2 с-1, при которой Ti( o)=0,9; затем при возрастании р величины Т2(со) и X\( o) лежат в интервале значений, не превышающих 0,2...0,4, что соответствует снижению уровней вибрации на рабочем месте оператора в 2,5...5 раз.
В результате проведенных расчетов на ПЭВМ можно сделать следующие выводы:
.При увеличении собственной парциальной частоты со і колебаний оператора в диапазоне 4...7 Гц наблюдается смещение резонансных пиков и амплитудного провала вправо по оси частот на 7 % с одновременным снижением величин Ті (to), Тг(со), ТА(СО) порядка на 9...11 %, а увеличение демпфирования оператора Pi при собственной частоте сог=31,4 с"1 (5 Гц) приводит к снижению величины второго резонансного пика практически в 3 раза: при pi=0,05 - Т2(со)=0,81; при Pi=0,5 — Т2(ю)=0,28, что существенно улучшает виброзащитные свойства системы «человек-сиденье».
Увеличение демпфирования подвески сиденья Рг приводит к возрастанию величины второго резонансного пика в 1,65 раза: при Рг=0,05 — Т2(о)=0,51, а при р2=0,Р5 - 12(0))==0,82, что существенно снижает виброзащитные свойства системы «человек-сиденье», вследствие чего рекомендуются небольшие величины демпфирования в подвеске сиденья порядка $2=0,05...0,1.
При увеличении собственной частоты гасителя колебаний со і смещается вправо амплитудный провал характеристики со снижением коэффициента передачи Тл(со) с 0,08 (при соі=25,12 с-1) до 0,04 (при соі=43,96 с 1) и пик второго резонанса со снижением коэффициента передачи Тг(со) с 0,8 (при соі=25,12 с-1) до 0,61 (при о)г=43,96 с-1), т.е. чем выше парциальная собственная частота гасителя колебаний со і, тем лучше виброзащитные свойства системы в целом.
Теоретически определены оптимальные параметры виброзащитной пневматической подвески сиденья человека-оператора самоходной сельскохозяйственной техники: »i=3l,4 с-1; Шг= 12,56 с"1; J5i=0,25; р2=0,45. При изменении параметра Pi от 123 до 246 кГс виброзащитяые свойства система проявляет, начиная с частоты р=17,2 с-1, при которой Ті(ш)=0,9; причем при возрастании частоты входного вибровозбуждения величины Т2(ю) и Тд(оэ) лежат в интервале значений, не превышающих 0,2...0,4, что соответствует снижению уровней вибрации на рабочем месте оператора в 2,5...5 раз.
