Содержание к диссертации
Введение
1. Объект и предмет исследования. основная идея работы. цель и задачи исследования 13
1.1. Объект и предмет исследования 13
1.2. Модель объекта исследования 13
1.3. Краткий обзор предшествующих исследований, посвященных виброзащите строительных и дорожных машин 15
1.4. Анализ требований к виброзащищенности рабочего места оператора. Критерии эффективности системы виброзащиты 16
1.5. Основная идея работы 22
1.6. Задачи исследований 22
Выводы по главе 23
2. Общая методика исследований. структура работы 24
2.1. Общая методика исследований 24
2.2. Методика теоретических исследований 25
2.3. Методика экспериментальных исследований и обработки экспериментальных данных 27
2.4. Структура работы 29
Выводы по главе 33
3. Математическое моделирование 34
3.1. Математические модели рабочего процесса ЗМ 34
3.2. Математические модели ЗМ 35
3.3. Математические модели ДВС 49
3.4. Математическая модель подсистемы «микрорельеф» 57
3.5. Математические модели оператора ЗМ 63 71
Математические модели подсистемы «разрабатываемый грунт» Математические модели динамической системы «автогрейдер - оператор»
3.8. Математические модели динамической системы «экскаватор - оператор»
Выводы по главе 4
Результаты теоретических исследований пассивных виброзащитных систем ЗМ
4.1. Анализ влияния параметров жесткости и вязкости элементов подвески кабины на уровень динамического воздействия на рабочем месте оператора
4.2. Анализ влияния параметров жесткости и вязкости элементов подвески кресла на уровень динамического воздействия на рабочем месте оператора
4.3. Влияние положения элементов рабочего оборудования на динамическую систему "экскаватор - оператор
4.4. Влияние частоты возмущающего воздействия на динамическую систему "ЗМ - оператор 4.5. Влияние упругих свойств шин на уровень динамических воздействий на рабочем месте оператора 146
Выводы по главе
Результаты теоретических исследований виброзащитных систем зм на основе рко с переменными параметрами
5.1. Определение основных параметров резинокордных оболочек Анализ подвески кабины с линейной статической характеристикой.- 1
5.2. Исследование подвески кабины с нелинейной упругой характеристикой
Выводы по главе
6. Результаты теоретических исследований виброзащитных систем зм на основе динамических гасителей колебаний I67
6.1. Анализ влияния жесткости подвески рабочего оборудования на уровень динамического воздействия на ЗМ и оператора 167
6.2. Влияние упруговязких свойств элементов подвеса тяговой рамы на величину виброускорения на рабочем месте оператора 174
6.3. Влияние упруговязких свойств гидроцилиндров стрелы и рукояти на величину угловых колебаний экскаватора 179
6.4. Исследование зависимости уровня динамических воздействий на рабочем месте оператора автогрейдера от параметров
микрорельефа и скорости движения 1813
6.5. Исследование зависимости уровня динамических воздействий на экскаватор от параметров микрорельефа и скорости движения 198
Выводы по главе 204
7. Результаты экспериментальных исследований зм. инженерные разработки 206
7.1. Экспериментальные исследования 206
7.2. Экспериментальные исследования экскаватора ЭО-2621 227
7.3. Экспериментальные исследования ЗМ,
оборудованных ВЗС на базе РКО 234
7.4. Экспериментальные исследования ЗМ,
оснащенных гасителем колебаний 237
7.5. Подтверждение адекватности математических моделей 247
Выводы по главе 252
Общие выводы 2
- Анализ требований к виброзащищенности рабочего места оператора. Критерии эффективности системы виброзащиты
- Методика экспериментальных исследований и обработки экспериментальных данных
- Математическая модель подсистемы «микрорельеф»
- Анализ влияния параметров жесткости и вязкости элементов подвески кресла на уровень динамического воздействия на рабочем месте оператора
Введение к работе
Актуальность работы.
Развитие землеройных машин (ЗМ) идет по пути увеличения их силовых и скоростных характеристик при одновременном снижении их материалоемкости. В связи с этим возрастают динамические нагрузки, механические воздействия и, как следствие, вибрационная нагруженность машин. Применение активных рабочих органов (АРО), основанных на механизмах ударного, возвратно-поступательного и вибрационного принципов действия, так же способствует повышению уровня вибрации на современных ЗМ.
Возникающие вибрационные нагрузки отрицательно влияют на саму машину, снижая ее надежность и долговечность. Распространяясь по конструкции машины, вибрация действует и на оператора. Воздействие вибрации отрицательно сказывается на здоровье оператора и его работоспособности: повышается утомляемость, увеличивается количество ошибок, совершаемых оператором, вследствие чего снижается производительность и качество труда, кроме того развивается профессиональное заболевание - вибрационная болезнь, которая в последнее время занимает второе место среди профзаболеваний рабочих в развитых странах.
Высокие требования по энерговооруженности ЗМ вступают в противоречие с требованиями обеспечения безопасности оператора и снижения нагрузок на саму машину.
Разрешить данное противоречие позволяет оснащение ЗМ виброзащитными системами (ВЗС). Традиционно ВЗС ЗМ создавались для защиты оператора и не решали задачу по снижению нагрузок на саму машину.
Наряду с дальнейшим совершенствованием ВЗС оператора необходим поиск таких средств и методов вибрационной защиты, которые позволили бы уменьшить воздействие не только на оператора, но и на машину в целом.
Актуальность диссертационной работы состоит в научном обобщении и дальнейшем развитии научных основ и инженерных решений в области виброзащитных систем землеройных машин.
Целью исследования является снижение динамических воздействий на землеройные машины в рабочих и транспортных режимах.
Объектом исследования являются динамические процессы, происходящие в землеройных машинах, при внешних возмущающих воздействиях.
Предметом исследования являются закономерности, связывающие параметры виброзащитных систем, как самой машины,
так и рабочего места оператора с критериями эффективности виброзащиты.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи.
- разработать совокупность математических моделей сложных
динамических систем, отражающих транспортные и рабочие режимы
землеройных машин;
- установить основные закономерности процессов, происходящих
в сложных динамических системах в транспортных и рабочих режимах;
- изыскать способы и средства, обеспечивающие допустимый
уровень динамических воздействий на рабочем месте оператора;
разработать и внедрить методику расчета основных параметров виброзищатных систем землеройных машин;
разработать виброзащитные системы на основе предложенных способов и средств снижения динамических воздействий на землеройные машины.
Научная новизна работы заключается в следующем:
обоснованы модели землеройных машин, как сложные динамические системы, включающие в себя подсистемы: базовая машина, рабочие органы, оператор, микрорельеф, силовая установка, средства виброзащиты;
- выявлены зависимости уровня динамического воздействия на
рабочем месте оператора от параметров микрорельефа, элементов
ходового оборудования, скорости движения машины, воздействия со
стороны силовой установки и рабочего органа, статических и
динамических характеристик элементов подвесок кабины, кресла
оператора и рабочего оборудования;
получила дальнейшее развитие методика моделирования землеройных машин в однородных координатах;
определены рациональные значения основных параметров элементов ЗМ, обеспечивающие улучшение условий труда оператора (на примере экскаваторов и авто грейдеров);
- разработана методика синтеза ВЗС с использованием рабочего
оборудования ЗМ в качестве динамического гасителя колебаний;
разработана методика синтеза нелинейных виброзащитных систем на базе резинокордных оболочек;
предложен способ снижения динамических воздействий за счет использования рабочего оборудования (РО) в качестве гасителя колебаний (ГК).
Практическая ценность диссертационной работы состоит в решении важной народно-хозяйственной проблемы, заключающейся в улучшении условий труда операторов ЗМ и, как следствие, повышение эффективности использования ЗМ. С этой целью разработаны способы и оригинальные инженерные решения, направленные на снижение динамических воздействий на машины и рабочие места операторов.
Достоверность и обоснованность полученных результатов основывается на применении известных положений фундаментальных наук, корректностью принятых допущений, достаточным объемом экспериментальных исследований, выполненных на современном оборудовании, прошедшим метрологическую поверку, адекватностью результатов теоретических и экспериментальных исследований.
Внедрение результатов. В ФГУП КБТМ г.Омск внедрены методики: выбора основных параметров амортизаторов на основе резинокордных оболочек с переменной рабочей площадью; выбора основных параметров гасителя колебаний экскаватора на базе ЗТМ-60(82); выбора параметров системы вибрационной защиты человека-оператора одноковшового экскаватора ЭО-2621. Внедрена система вибрационной защиты оператора одноковшового экскаватора ЭО-2621. В ОГУП «Мостовое ремонтно-строительное управление» г.Омск принят в эксплуатацию экскаватор на базе трактора ЗТМ-60, оснащенный гасителем колебаний. На ПО "Завод транспортного машиностроения" г.Омск внедрена в серийное производство конструкция универсального резинового амортизатора кабины.
Основная идея работы заключается в том, что допустимые нормы по виброзащищенности землеройных машин и рабочих мест операторов можно обеспечить за счет изменения, устранения или введения дополнительных подсистем, оптимизации их параметров, а также за счет формирования управляющих воздействий на элементы подсистем, компенсирующих неуправляемые перемещения элементов машин и рабочих мест операторов.
Автор защищает:
- совокупность аналитических и эмпирических функциональных
зависимостей, отражающих выявленные закономерности, связывающие
основные факторы, определяющие эффективность виброзащиты самой
машины и рабочего места оператора;
- результаты экспериментальных исследований землеройных машин,
оборудованных разработанными системами виброзащиты;
разработанные методики расчета основных параметров
виброзищитных систем землеройных машин.
Апробация работы. Основные положения и результаты работы
докладывались, обсуждались и получили положительную оценку на
международной научно-практической конференции «Город и транспорт»
(г.Омск, 1996); Международной научно-практической конференции
«Проблемы автомобильных дорог России и Казахстана» (г. Омск 2001);
Международной конференции молодых ученых и студентов «Актуальные
проблемы современной науки» (г.Самара, 2001); IV международной
научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и
машин» (г.Омск, 2002); международной научно-технической
конференции, посвященной 100-летию со дня рождения доктора технических наук, профессора К.А. Артемьева, (г. Омск, 2005); Всероссийской научно-технической конференции «Роль механики в создании эффективных материалов, конструкций машин XXI века» (г. Омск, 2006); Международном конгрессе «Машины, технологии и процессы в строительстве» (г.Омск, 2008); научном семинаре факультета «Транспортные и технологические машины» СибАДИ (2010 г.) и кафедре «Прикладная механика»; научно-техническом семинаре факультета «Нефтегазовая и строительная техника» СибАДИ (2010г.).
Публикации. По результатам исследований опубликовано 30 печатных работ, в том числе 4 монографии, 1 учебное пособие и 11 статей в ведущих рецензируемых журналах и научных изданиях, рекомендуемых Высшей аттестационной комиссией Минобрнауки РФ.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из оглавления, введения, семи глав, основных результатов и выводов по работе, списка литературы и приложений. Общий объем работы составляет 333 страницы, включая 14 таблиц, 155 рисунков, библиографический список из 175 наименований, 61 страницу приложений.
Анализ требований к виброзащищенности рабочего места оператора. Критерии эффективности системы виброзащиты
Серия стандартов ИСО 9000 - ИСО 9004, ИСО 8402 приняты в качестве национальных стандартов во многих странах мира. В данной серии стандартов изложена концепция постоянного повышения эффективности, надежности и безопасности продукции [174]. Одним из обязательных аспектов качества продукции является ее безопасность, как для человека, так и окружающей среды на всех этапах жизненного цикла. Данные требования становятся все более жесткими и определенными [169, 170, 171, 172].
В различных областях техники устанавливают нормы и требования по ограничению вибрации [33]. Обычно нормы устанавливают реально достижимые уровни вибрации, являющиеся обязательными к выполнению. Величина предельных значений устанавливается на основе статистических требований с учетом всех наиболее важных условий: Снижение уровня вибрации машин и оборудования отражается- на их стоимости, сроках ремонта, геометрических и массовых характеристиках. Это приводит к установлению в ряде случаев противоречивых требований, в результате которых получают компромиссные решения, изложенные в нормах. При установлении норм вибрации следует исходить из обеспечения необходимых показателей вибропрочности, вибронадежности и ремонтопригодности машин и механизмов [33].
Существующие на данный момент нормы и требования по ограничению вибрации, действующей на машины и оборудование, можно разделить на [33]: - санитарно-гигиенические нормы вибрации (требования); - нормы, регламентирующие вибропрочность машин; - допустимые в процессе эксплуатации нормы вибрации; - нормы на вибростойкость машин и приборов. ГОСТ 12.1.012-2004 устанавливает структуру комплекса стандартов в области вибрации, устанавливает общие- требования к обеспечению вибрационной безопасности на производстве, транспорте и т.д. Существует три вида стандартов в области вибрационной безопасности: - стандарты типа А устанавливают общие понятия и правила обеспечения вибрационной безопасности, общие методы оценки и измерения вибрации; - стандарты типа Б устанавливают методы оценки и измерения вибрации в конкретных условиях или для больших групп изделий; - стандарты типа С распространяются на отдельные виды изделии. Методы получения количественной информации воздействий общей вибрации на человека в отношении здоровья и комфорта, чуствительности организма к воздействию вибрации, подверженности болезни движения представлены в ГОСТ 31191.1.
Для оценки воздействия на здоровье и степени комфорта и чувствительности к вибрации диапазон составляет 0,5 ... 80 Гц, для оценки подверженности болезни движения - 0,1 ... 0,5 Гц.
Согласно ГОСТ 31191.1 возможно использовать несколько методов для оценки вибрации. Основной метод заключатся в измерении среднеквадратического значения корректированного виброускорения в м/с . Формула для расчета имеет вид [34] aw = j-\al(t)dt, (1.1) где Т - длительность измерений, с; aw(t) - корректированное виброускорение как функция времени, м/с
В таблицах стандарта [34] даны числовые значения и аналитические выражения функций частотной коррекции. Возможность применения основного метода определяется пик-фактором. Пик-фактор - это абсолютное значение отношения максимального значения корректированного виброускорения к его среднеквадратичному значению. Если значение пик-фактора меньше 9, то основной метод считают достаточным. В противном случае следует приводить значения одного из альтернативных параметров дозы вибрации или текущего среднеквадратичного значения корректированного виброускорения. Альтернативные параметры следует применять в случае большого значения пик-фактора, вибраций переходного характера, ударов, поскольку в этом случае основной метод дает заниженные результаты. Метод на основе измерения текущего среднеквадратичного значения корректированного виброускорения чуствителен к случайным ударам, процессам переходного типа из-за малого времени интегрирования
Альтернативным методом является использование характеристики MTW (maximum transient vibration value), определяемой как максимальное текущее значение корректированного виброускорения [34]. Максимальное значение MTW определяется по формуле [34] MTW = maxaw(t0), (L2) где aw(t0) - мгновенное значение корректированного виброускорения «w( o)= f;_,K,(o]2 . L3) где т - постоянная времени; /Q _ время наблюдения. При измерении MTW рекомендуется использовать значение х = 1 с. Формула (1.3) может быть аппроксимирована экспоненциальным усреднением [34] о tQ 1 г 2 - J [«w(0] ехР ew( o) = І dt, о-4) т —оо
Разница в результатах, полученных по формулам (1.3) и (1.4) будет мала в случае процессов малой длительности, соизмеримых с постоянной , однако для процессов большой длительности разница может достигать 30% [16]. Большей чувствительностью к пиковым выбросам обладает метод измерения дозы вибрации VDV (vibration dose value). Дозу вибрации определяют по формуле [34] VDV= U[aw{t)fdt. а-5) Альтернативные методы оценки действия вибрации на человека следует использовать в тех случаях, когда превышены следующие значения [16, 34] MTW л _ VDV Использование в качестве критерия эффективности поглощаемой энергии вибрационного воздействия позволяет оценить вибронагруженность одним количественным показателем, полученным путем суммирования мощности колебаний по трем осям. Однако оценка эффективности ВЗС по данному критерию не нашла пока широкого распространения ввиду сложности определения мощности, подводимой к телу оператора, которая рассчитывается через спектр ускорений с учетом частоты и направления вибрационного воздействия [15, 36].
Недостатком оценки эффективности ВЗС по третьей производной является то, что количественные показатели получены на основе субъективных данных участников испытаний, которые подвергались гармоническому возмущающему воздействию. Кроме того, проведенные исследования показали, что, в диапазоне частот 1 ... 6 ГЦ одинаковому ощущению человека соответствует одна и та же величина третьей производной по времени [15, 26, 36].
Методика экспериментальных исследований и обработки экспериментальных данных
Подсистема ЗМ является важнейшим элементом сложной динамической системы «динамические воздействия - ЗМ - оператор». Разработка математической модели ЗМ является весьма сложной и трудоемкой задачей, однако, современная вычислительная техника и программное обеспечение позволяют формализовать процесс создания математических моделей. Использование метода однородных координат, позволяет в значительной-степени-формализовать-процесс-математического моделирования на ПЭВМ [127].
Для описания в пространстве положения ЗМ необходимо задать систему отсчета. Для описания положения тела в трехмерном пространстве используются прямоугольные, сферические и цилиндрические системы координат. В настоящее время для описания таких систем как ЗМ наибольшее применение получили прямоугольные системы координат. Использование прямоугольных систем координат обусловлено следующими причинами: геометрические параметры, как отдельных элементов, так и ЗМ в целом, заданы в прямоугольных системах координат. Кроме этого прямоугольные системы координат наиболее привычны [88].
В данной работе для описания ЗМ, опорной поверхности приняты правые ортогональные системы координат.
Систему координат, связанную с опорной поверхностью, обозначим OQX0Z0y0. Эта система координат является инерциальнои и в ней справедливы основные законы динамики [49, 88]. Система координат O0X0Z0y0 может быть неподвижна, или может равномерно и прямолинейно перемещаться в пространстве вместе с машиной, относительно другой инерциальной системы координат. Выбор подвижной или неподвижной системы координат обуславливается использованием определенных методов математического моделирования и алгоритмов реализации их на ПЭВМ. Координаты, описывающие перемещение тела в инерциальной системе координат, принято называть абсолютными координатами [49, 154].
Динамическая подсистема ЗМ может быть описана как сложная кинематическая цепь. Для описания положений звеньев пространственной кинематической—цепи—целесообразно испоТіьзоватБ метод однородных координат. Основные достоинства и формализм этого метода заключаются в том, что в одном матричном умножении выполняются операции вращения, переноса и масштабирования [49, 127, 154].
Как будет перемещаться, например, ковш экскаватора, если рама, стрела или рукоять перемещаются с определенными скоростями? Эти вопросы связаны с преобразованием координат.
Пусть имеются две ортогональные пространственные системы координат ОІХ ІУІ и O X Z y . Если координаты некоторой точки описаны в системе координат О/Х У,- вектором Rdi =[xdi;zdi;ydi]T, то для представления этой точки в системе координат 0,_і м /-і /-і вектором %-D = [ д(/-о; (/-»; УдЦ-ц Г необходимо выполнить следующее преобразование [49]: где т,- - матрица 3x3 поворота осей в декартовой системе координат; Pi 0-1) вектоР Зх1 связывающий начала г -ой и (г-І)-ой систем координат. Метод однородных координат позволяет провести операцию преобразования систем координат в одно матричное умножение. Так в однородных координатах преобразование, аналогичное (3.1) будет иметь вид [49, 127]: Дм)=4-й, (3.2) где Ri=[xdi;zdi;ydi;l]r; Д(м) =[xd(M);zd(M); ;d(/_1);l]T; At - блочная матрица размером 4x4 [49]: t/ A\(/-i) А,.= О (3.3) "м где-т,—: -матрица-3-Х-3-поворота-Осей-В-декартовой_системе координат; Для упрощения записи введем следующие обозначения: сф = совф; яф = этф COS 7/ -COSi9/ sin pf sin - sin cpi - с cos уі sin «9/ sin Pf COS // + + cos щ sin у і sin i9/ sin i9/ — sin cos i9, : COS / -Sin /+ ; (3.4) cos i9/ -cos у і ] і +sm.q i cosyj-sty ; cosi9/ cos у і -cosi9/ «sin// - sin (pi sin у і - sin i9/ PiAi-\)=Uxi lzi lyiT вектор 3x1 параллельного переноса системы координат OiXiZiyi при совмещении с началом системы координат (М) (М)- (М) (/-1); км - коэффициент масштабирования.
Матрица т,- получена с учетом некоммутативности углов Эйлера и соблюдения в связи с этим правил последовательности поворота на углы За положительное направление углов принят поворот против часовой стрелки [49, 127].
Математическая модель подсистемы «микрорельеф»
Математическое описание стохастических свойств неровностей микрорельефа может быть представлено спектральными характеристиками [162, 164].
Спектральный состав поверхности, по которой движется ЗМ характеризуется спектральной плотностью (со), которая является преобразованием Фурье корреляционной функции [140, 142] 5(0))= \RQ)-e Jcaldl. (3.90) —00 Неровности микрорельефа достаточно хорошо изучены и описаны функциями спектральных плотностей и нормированных спектральных плотностей [115, 142]. Известные модели микрорельефа можно представить в виде [30] p(0 = Z / a//LcosP,/, (3.91) п где Амі = 1; a,- - параметры, характеризующие затухание корреляции; (3,- — ы параметры, характеризующие периодичность корреляции. В приложении П2 представлены численные значения некоторых нормированных корреляционных функций вертикальных координат р (/) поверхностей, по которым приходиться перемещаться ЗМ [88]. При математическом описании неровностей микрорельефа используют и другие уравнения, например, [88] p(/) = 4MOe-aol/l.(l + a0/) + + 4we-a// 4cosP,./ + sinpy). (3.92) Неровности грунтового аэродрома в [162] описаны уравнением pz(/) = e-ai/-(cosP,/ + a2sinP2/), (3.93) где a!=0,53; a2=0,138; P!=0,79; p2=3,7. Микрорельеф целины в [124] описан уравнением V RZQ) = і/АмХе- + Ам2е- sin (3.94) где АмХ=\; Ам2=0,72; a,=3,5; a2=0,67; р=3,05. Из приложения П2 видно, что параметры нормированных корреляционных функций грунтовых дорог изменяются в широких пределах. Значения высоты неровности даже для одного типа дорог могут сильно отличаться. Поэтому грунтовые дороги в [163] предлагается разбить на три класса. К первому классу относятся дороги с малыми высотами неровностей а, 0,1 м. Ко второму классу — дороги со средними квадратическими значениями высот неровностей az= 0,1 ... 0,2 м. К третьему классу - дороги со: 0,2 м. Чаще всего встречаются грунтовые дороги с аг« 0,15 м.
Что касается дорог с твердым покрытием, то их характеристики представлены в таблице 3.3 [24].
Колеса экскаватора контактируют с поверхностью дороги на площадке длиной 2Хм0. В работах [5, 19, 162, 165] показано, что при рассмотрении процесса движения колесных машин по поверхности дороги нивелирующая способность шин описывается уравнением і п+к Мс п-к где к — 0,5(Мс — 1) ; Мс — интервал усреднения; В работе [54] нивелирующая способность шин описывается уравнением ZA J = -Z- 7- М (zM{XM)dXM , (3.96) л,и хм хмо где zM (Хм) - вертикальная координата дороги; ZM(Хм) - результирующая вертикальная координата дороги после сглаживающего действия шины. Таблица 3.3 -Нормированные корреляционные функции и спектральные плотности некоторых видов автомобильных дорог с твердым покрытием [24] Покрытие Р(0 5(со) Асфальтовое 0,85е 2/ + 0,054F + 0,15 r 05/cos0,6/ ш2 + 0,04F20,0024Г(ш2+0,36К2) (co2-0,36F2)2+0,0036F2 Булыжное удовлетворительного е-0,45/ 0Д43К качества (a2 + 0,2V2 Булыжное 0,85е- 5/ + 0Д35К h с выступами и + 0,15e" 2/cos2/ 2+0,25V2 впадинами 0,0Щш2+4К2) (co2-4F2)2+0,64F2 Цементобетонное e-o,i5/ 0,05F со2 + 0,0225F2 При исследовании процесса движения ЗМ правомерно принять допущение о точечном контакте шин с поверхностью, при этом вертикальные координаты микропрофиля будут вычисляться по формуле (3.96).
Уравнения, описывающие поверхность дороги, являются функциями пути zM(XM), однако при исследовании процесса движения экскаватора функции микрорельефа и его статистические характеристики необходимо представлять в виде функций времени [88] zv(t)=zv(Xv/Vcm). (3.97) Для этого необходимо ввести следующие переменные [20, 162] = 1/УСдм (3.98) Pi=0/ W cwa/o-. (3.100) где КСдм - скорость ЗМ; сдмо =1 Му с единичная скорость. При принятии допущения о неизменной скорости экскаватора в период рассматриваемого процесса движения, параметры корреляционных функций дороги будут фиксированными. При Усдм=Усдмо= м/ численные значения параметров функции времени будут совпадать с численными значениями параметров функции пути [20, 162, 165]. Силовое воздействие на элементы ходового оборудования формируются [90]: F1Z(O = QZM(0; (злої) F2z(t) = C2zM(t-x3), (3.102) где т3 ЬБ1УСдМ — время запаздывания.
Для определения качества виброзащиты оператора от динамических воздействий различной частоты необходимо знать передаточные функции динамической системы, которую представляет собой сидящий на сиденье человек [156].
Исследованию распространения вибрации по телу человека посвящен ряд работ отечественных и зарубежных авторов. В нашей стране исследования проводились Е.Ц. Андреевой-Галаниной, A.M. Волковым, Р.В. Ротенбергом, И.Я. Борыцевским и др. Ведущими специалистами за рубежом считаются Р. Керман и Д. Дикман. По результатам работ были определены допустимые уровни воздействия вибрации на организм человека. Ряд работ [21, 25, 123] посвящен составлению биодинамических моделей тела человека и его отдельных органов.
Основная трудность при выборе биодинамической-модели заключается в том, что тело человека является системой с распределенными, параметрами, и представление его в виде колебательной системы, состоящей из конечного числа пассивных элементов, всегда в какой-то мере условно. Однако если биодинамическую модель использовать лишь для расчета системы виброзащиты, то она может быть значительно упрощена [156].
Другая трудность заключается в том, что человеческое тело является самонастраивающейся системой, параметры которой меняются в широких пределах, в зависимости от характера и направления действующих возмущений, положения тела в пространстве и т.д. [25, 156].
В условиях движения машины человек принимает естественную позу (рисунке 3.11, а.) Она может быть определена как посадка человека, при которой он свободно, не напрягаясь, опирается на спинку сиденья, смотрит прямо перед собой и не тратит дополнительных мускульных усилиш на то, чтобы удержаться на, сиденье; ноги при этом слегка выставлены вперед. Такую позу обычно занимает" пассажир транспортного средства. Вибрационные воздействия со стороны сиденья и пола кабины показаны; стрелками [25].
Для оператора ЗМ характерна поза, показанная на рисунке 3.11, б. В этом случае к общим вибрационным воздействиям со стороны кресла и пола кабины добавляется локальная вибрация, действующая со стороны органов управления ЗМ на руки оператора [25].
Если оператор управляет машиной стоя (рисунке 3.11, в), то в этом случае общее вибрационное воздействие передается через ноги оператора, а локальное от органов управления передается на руки [25].
Схема вибрационного воздействия на оператора, работающего с ручными машинами показана на рисунке 3.11, г [25]. б)
Рабочие позы оператора ЗМ [25] При решении задач виброзащиты используются различные модели тела человека. Выбор той или иной модели напрямую зависит целей и поставленных задач виброзащиты человека. В таблице 3.4 представлены математические модели стоящего человека (см. рисунок 3.11, в), в таблице 3.5 - модели сидящего человека [25]. Когда необходимо ограничить вибрации на рабочем месте оператора в пределах норм на допустимые уровни вибрации целесообразно использовать модели 1 и 2 таблица 3.5. Если оператору необходимо контролировать приборы и управлять различными системами, то в этом случае решаются задачи об уменьшении интенсивности колебаний головы, туловища и целесообразно использовать более сложные модели таблиц 3.4 и 3.5. Применение той или иной модели зависит также и от ширины рассматриваемого частотного диапазона.
Анализ влияния параметров жесткости и вязкости элементов подвески кресла на уровень динамического воздействия на рабочем месте оператора
Для обеспечения высоких показателей» рабочего процесса, конструкция ЗТМ должна обеспечивать жесткую связь между рамой, движителем и рабочим органом [5, 27]. В связи с этим в ЗМ не предусматривается подвеска рамы относительно опорных элементов. Следовательно, основными средствами вибрационной защиты рабочего места оператора являются [90] подвеска кабины и кресла оператора ЗТМ, а также опорные пневмоэлементы.
Важнейшими характеристиками, определяющими динамические свойства кабины, являются: ее масса, коэффициенты жесткости и вязкости элементов подвески.
Известно, что снизить частоту собственных колебаний-системы, и тем самым повысить ее эффективность, с точки зрения виброзащиты, можно путем увеличения массы [154]. Однако увеличение массы кабины за счет установки на нее различных баков, балластов и т.п. отрицательно сказывается на показателях безопасности оператора, а в ряде случаев, приводит к увеличению массы самой машины, что в своюючередь понижает ее эффективность [64, 79]. Поэтому снижение уровня динамического воздействия на рабочем месте оператора следует добиваться путем изменения жесткости элементов подвески кабины и кресла оператора.
Анализ влияния параметров жесткости и вязкости элементов подвески кабины на уровень динамического воздействия на рабочем месте оператора Проведем исследования подвески кабины экскаватора ЭО-2621, математическая модель которого представлена в п.3.8. В данном эксперименте модель возмущающего воздействия со стороны СУ была сформирована по результатам экспериментальных исследований в виде полигармонического ряда, состоящего из шести гармоник [88]. Исследования влияния жесткости виброизоляторов кабины на уровень динамического воздействия на рабочем месте оператора при моногармоническом воздействии проводились для выявления роли каждой гармоники на величину виброускорения кабины с целью определения рационального диапазона изменения жесткости виброизоляторов [88].
Исследования проводились при фиксированных значениях вязкости: b1=b4=2,89-105 Н-с/м; b2=b3=1,99-105 Н-с/м; b5=b8=2,0-104 Н-с/м; b6=b7=2,27-104 Н-с/м; b9=b12=l,2-106 Н-с/м; b10=bn=l,6-106 Н-с/м; Ь13=5-103 Н-с/м; Ь14=5-103 Н-с/м; Ь15=5-103 Н-с/м; Ь16=5-104 Н-с/м; Ь17= 0,4-105 Н-с/м; b18=bi9=2-103 Н-с/м; 020=025=5-105 Н-с/м; b21=b22=b23=b24=5,6-105 Н-с/м; 026=5-103 Н-с/м. Большие значения обобщенных координат принимали следующие значения: ді=д2=#з=0 м; #4=g5=#6=g7=0 рад; #8=0,5 рад; #9=0,872 рад; д10=0,472 рад; gi2=2i3=gi4=tfi5=0 м; qu=qi6=qn=q 18 22= 23=0»рад; 19= 20= 21=0 м. Регистрируемым параметром была вертикальная составляющая виброускорения на полу кабины Z,2. Жесткости элементов ходового и рабочего оборудования, кресла оператора были зафиксированы. Численные значения коэффициентов жесткости соответствовали элементам базовой модели экскаватора второй размерной группы. Жесткость виброизоляторов кабины исследовалась в широком диапазоне С=С2о=-. =С25=М03... 6-105-Н/м.
В качестве примера на рисунках 4.1 и 4.2 представлены зависимости вертикальной составляющей виброускорения кабины от жесткости виброизоляторов при моногармоническом воздействии. Амплитудные значения отражают реальный спектр динамического воздействия, создаваемого СУ.
Зависимость вертикальной составляющей виброускорения кабины от жесткости виброизоляторов при моногармоническом воздействии при частоте возмущающей силы: а - 6Гц; б - 12Гц; в - 24Гц; 1 - теоретическая зависимость; 2 - предельно допустимое значение
Зависимость вертикальной составляющей виброускорения кабины от жесткости виброизоляторов при моногармоническом воздействии при частоте возмущающей силы: а - 49 Гц; б -97 Гц; в -132 Гц 1- теоретическая зависимость; 2 - предельно допустимое значение 108 Анализ полученных зависимостей показал, что существуют интервалы, в которых уровень виброускорения не превышает предельно допустимый, установленный санитарными нормами. .=С25=2-105... 5,8-106Н/м; =С25=6-105... 5,9-106 Н/м; =С25=2,4-106... 6-Ю6 Н/м; С2о= Сго= Сго= С2о= С2о= 6 Гц =С25=4,9-106... 6-Ю6 Н/м; =С25=Ы03...4,8-106Н/м; в рассмотренном интервале предельно допустимого значения не достигнуто. 12 Гц-24 Гц-49 Гц-97 Гц-132 Гц Проведенный анализ позволил сделать вывод, что для первых- четырех гармоник можно дать рекомендации по увеличению жесткости виброизоляторов, а для пятой - наоборот по уменьшению жесткости.
Интервал изменения жесткости следует ограничить сверху значением С2о=—=С25=6 106 Н/м, т.к. при большей жесткости происходит резкое увеличение амплитуды колебаний кабины и виброизоляторы практически перестают выполнять свои функции.
Исследование влияния- параметров жесткости и вязкости виброизоляторов кабины» на уровень динамического воздействия на рабочем месте оператора проводилось при полигармонических воздействиях, создаваемых СУ, АРО и стохастических воздействий со стороны элементов ходового оборудования при взаимодействии их с рельефом.
Математические модели возмущающих воздействий, создаваемых СУ и АРО, сформированы по результатам обработки экспериментальных данных [88].
Математическая модель стохастического воздействия, создаваемого элементами ходового оборудования при взаимодействии их с микрорельефом, формировалась согласно приведенной выше методик
