«СНИЖЕНИЕ УРОВНЯ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ РАБОЧЕГО МЕСТА ОПЕРАТОРА ТРАКТОРА ЗА СЧЕТ ПРИМЕНЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ ГАСИТЕЛЕЙ КОЛЕБАНИЙ В СИСТЕМЕ ПОДРЕССОРИВАНИЯ КАБИНЫ ...»

ВОЛГОГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

ШЕХОВЦОВ Кирилл Викторович

СНИЖЕНИЕ УРОВНЯ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ РАБОЧЕГО МЕСТА

ОПЕРАТОРА ТРАКТОРА ЗА СЧЕТ ПРИМЕНЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ

ГАСИТЕЛЕЙ КОЛЕБАНИЙ В СИСТЕМЕ ПОДРЕССОРИВАНИЯ КАБИНЫ

Специальность 05.05.03 – Колесные и гусеничные машины Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Волгоград - 2014 2

ОГЛАВЛЕНИЕ

Стр.

ВВЕДЕНИЕ

СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И НАПРАВЛЕНИЕ

ИССЛЕДОВАНИЙ ……..………………………………………..

О защите оператора от шума и вибраций……………………..… 1. 1.2 Обзор и анализ работ в области виброзащитных систем кабин и сидений тракторов

Предложение о создании виброзащитных систем кабин тракторов с использованием динамических гасителей колебаний..........

2 АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ И ХАРАКТЕРИСТИК

УСТРОЙСТВ ДЛЯ ПОДРЕССОРИВАНИЯ КАБИН И

СИДЕНИЙ ОПЕРАТОРОВ СОВРЕМЕННЫХ ТРАКТОРОВ

2.1 Повышение требований к защите оператора ……….…………… 2.2 Системы подрессоривания кабин современных тракторов.......... 2.3 Анализ технических решений и способов управления упругими и демпфирующими характеристиками виброизоляторов

2.4 Виброизолирующие элементы, использующиеся в подвесках кабин………………………………………………………………... Динамические гасители колебаний..…………………………….... 2.

3 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ

ВИБРОИЗОЛЯТОРОВ И СИСТЕМ ПОДРЕССОРИВАНИЯ

КАБИНЫ И СИДЕНЬЯ

3.1 Стендовые испытания виброизоляторов

3.1.1 Разработка стендового оборудования

3.1.2 Исследование упруго-демпфирующих свойств виброизоляторов Исследование динамической жесткости

3.1. Экспериментальные исследования колебаний подрессоренных масс трактора

Оборудование и методика исследований

3.2. Анализ результатов исследований

3.2. Согласованность результатов с данными других авторов............. 3.2.

РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ И

МАТЕМАТИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ

СИСТЕМ ПОДВЕСКИ ОСТОВА, ДВИГАТЕЛЯ, КАБИНЫ

И СИДЕНЬЯ

Разработка плоской модели

4. Результаты расчетных исследований ……………………………. 4. Разработка пространственной модели

4. Расчетное определение спектрального состава нагрузок ………. 4. 4.5 Разработка системы подрессоривания кабины с использованием динамических гасителей колебаний………………………….. Принцип действия и устройство виброизоляторов для динамического гашения колебаний кабины

Сравнительная оценка виброзащитных свойств штатных и динамических виброизоляторов кабины

4.7. 4.7. 4.7.3.

Оценка виброзащитных свойств системы подрессоривания кабины с динамическими виброизоляторами

Оценка виброзащитных качеств систем подрессоривания в соответствии с требованиями стандартов

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ………..……………………………...

ПРИЛОЖЕНИЕ…………………………………………………..

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования. Степень универсальности современных тракторов постоянно повышается. Каждый современный трактор должен быть приспособлен к выполнению все большего числа разнообразных тяговых, транспортных и иных работ, поэтому все более сложными становятся их конструкции.

Для повышения производительности труда энерговооруженность тракторов постоянно увеличивается, увеличиваются скорости движения тракторных агрегатов. Но это неизбежно приводит к увеличению динамической нагруженности деталей ходовой части и трансмиссий и повышению уровня генерируемых при этом колебаний, вследствие чего увеличивается вибронагруженность рабочего места оператора.

Динамические и вибрационные нагрузки отрицательно воздействуют на узлы и детали самого трактора, на окружающую среду и на оператора. В трансмиссии и ходовой части они вызывают постоянные нарушения пространственного расположения и законов движения деталей, вследствие чего в их материале накапливаются усталостные повреждения. Вибрации двигателя на его подвеске приводят к ухудшению показателей топливной экономичности. Вибрация деталей ходовой части оказывает вредное воздействие на структуру обрабатываемой почвы и угнетающе действуют на возделываемые культуры. В особо важной степени вибрационные нагрузки оказывают влияние на работоспособность и здоровье оператора. Постоянное долговременное действие вибраций приводит к его повышенной утомляемости и увеличению количества ошибок в управлении, что в итоге сказывается на производительности тракторного агрегата. Развиваются также профессиональные заболевания, наиболее распространенным из которых является вибрационная болезнь. Кроме того, часто появляются расстройства нервной системы, нарушения обменных процессов, опущение и язвенная болезнь желудка, деформация позвоночника.

В соответствии со сказанным, работа, направленная на снижение уровня вибронагруженности рабочего места оператора трактора, является актуальной.

Степень разработанности темы исследования. Обеспечивать надежную защиту оператора от вибраций, генерируемых двигателем, трансмиссией, ходовой системой и рабочими машинами, должны системы подрессоривания кабины и сиденья.

Особенно эффективная защита оператора необходима при работе в условиях бездорожья, в которых наиболее часто и осуществляется эксплуатация тракторов.

Требования, касающиеся условий работы оператора, также постоянно повышаются. В связи с этим должны непрерывно совершенствоваться конструкции и характеристики систем подрессоривания кабин и сидений оператора.

В настоящее время в системах подрессоривания кабин и сидений операторов в самых разных сочетаниях используются виброизоляторы с металлическими упругими и демпфирующими элементами, с элементами из эластомеров, с комбинированными (эластомерно-металлическими) элементами, с пневматическими и гидравлическими упругими и демпфирующими элементами. Однако, несмотря на многолетние усилия больших коллективов инженеров-конструкторов и научных работников в направлении совершенствования этих систем подрессоривания, проблему шумовиброзащиты в эксплуатации рабочего места оператора трактора нельзя считать разрешенной, о чем свидетельствуют многочисленные публикации [72, 78, 82, 102, 143]. Сложность окончательного разрешения проблемы объясняется ее достаточно высокой наукоемкостью, для машин новых генераций – появлением все большего числа нагрузок со сложными законами изменения в диапазоне средних и высоких частот, достаточно высокой сложностью анализа процессов формирования шума и вибраций на рабочем месте оператора, сложностью и трудоемкостью создания современных систем подрессоривания.

Целью настоящей работы обоснование и разработка системы подрессоривания кабины трактора с использованием динамических виброизоляторов, обеспечивающей снижение вибронагруженности рабочего места оператора в диапазоне частот эксплуатационных воздействий.

Для достижения этой цели поставлены следующие задачи работы:

1. Анализ схем, конструкций и характеристик систем подрессоривания кабин и сидений современных тракторов, технических решений и характеристик используемых виброизоляторов.

2. Экспериментальные исследования вибронагруженности кабины и сиденья оператора трактора.

3. Разработка стендового оборудования для испытаний виброизоляторов, проведение статических и динамических испытаний штатных виброизоляторов кабин тракторов ВгТЗ.

4. Создание новых технических решений виброизоляторов с улучшенными виброзащитными свойствами, работающих по принципу динамического гашения колебаний.

5. Разработка методики, алгоритма и программы для анализа упругодемпфирующих свойств и рационального выбора конструктивных параметров динамических виброизоляторов в соответствии со спектром действующих нагрузок.

6. Создание математической модели систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья для оценки виброзащитных свойств системы подрессоривания кабины с динамическими виброизоляторами.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Предложено использование в системах подрессоривания кабин сельскохозяйственных тракторов динамических гасителей колебаний как средств эффективной виброзащиты рабочего места оператора.

2. Создана математическая модель, основанная на пространственнодинамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья оператора, позволяющая исследовать совместную работу систем подрессоривания с установкой штатных и динамических виброизоляторов кабины в разных условиях движения трактора с различной нагрузкой на крюке и передачей системе подрессоривания кабины возмущений от всего эксплуатационного комплекса кинематических и силовых возмущений, генерируемых в ходовой части.

3. Предложена, обоснована и реализована в программе методика определения инерционных и упругих параметров элементов динамических виброизоляторов из условия соответствия парциальных частот этих элементов частотам основных эксплуатационных вибровоздействий.

Теоретическая значимость работы определяется тем, что предложены теоретические разработки, направленные на использование в системах подрессоривания кабин тракторов виброизоляторов, работающих по принципу динамического гашения колебаний, что является вкладом в теорию колебаний таких объектов. Также предложена математическая модель, основанная на пространственнодинамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья оператора, позволяющая исследовать совместную работу систем подрессоривания с установкой штатных и динамических виброизоляторов кабины в разных условиях движения трактора с различной нагрузкой на крюке и передачей системе подрессоривания кабины возмущений от всего эксплуатационного комплекса кинематических и силовых возмущений, генерируемых в ходовой части.

Практическая значимость работы определяется следующим:

1. Использование предложенных технических решений динамических виброизоляторов позволяет улучшить виброзащитные свойства систем подрессоривания кабин сельскохозяйственных тракторов..

2. Созданное стендовое оборудование для испытания штатных и динамических виброизоляторов позволяет получать их экспериментальные упругодемпфирующие характеристики.

3. Созданная математическая модель, основанная на пространственнодинамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья оператора может быть использована в системах автоматизированного проектирования тракторов для оценки виброзащитных свойств вариантов конструктивного решения систем подрессоривания кабины с динамическими виброизоляторами.

Методология и методы исследования. Теоретические исследования систем подрессоривания с помощью программных пакетов «Универсальный механизм» и MatLab на основе созданных математических моделей. Экспериментальные исследования с использованием, в том числе, оригинального испытательного оборудования.

Положения, выносимые на защиту.

1. Метод снижения вибронагруженности рабочего места оператора трактора за счет применения в системе подрессоривания кабины виброизоляторов - динамических гасителей колебаний.

2. Модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья оператора, позволяющая исследовать совместную работу систем подрессоривания с установкой штатных и динамических виброизоляторов кабины в разных условиях движения трактора с различной нагрузкой на крюке.

3. Новые технические решения виброизоляторов с улучшенными виброзащитными свойствами.

4. Новые технические решения стендового оборудования для статических и динамических испытаний штатных и динамических виброизоляторов.

Достоверность и обоснованность полученных результатов обусловливается использованием научно обоснованных методов построения и тестирования моделей, математического описания их элементов и расчетного исследования моделей, основанных на основных положениях теории колебаний и фундаментальных законах механики, сходимостью результатов расчетных и экспериментальных исследований и их согласованностью с результатами исследований других авторов.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы в 2009-2013 г.г. были представлены на 13 внутренних, региональных, всероссийских и международных научно-технических конференциях, в том числе на III регион. н.-практ. студ. конф. «Городу Камышину - творческую молодёжь» (Камышин, 2009), междунар. н.-пр. конф. «Прогресс транспортных средств и систем»

(Волгоград, 2009), XXIX Seminarium K Naukowych "Mechanikw" (Варшава, 2010), всерос. науч.-техн. конф., посвящ. 100-летию начала подгот. инж. по автомобильной специальности в МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, 2010), VI всерос.

науч.-практ. конф. «Инновационные технологии в обучении и производстве»

(Волгоград, 2010), XIV регион. конф. мол. исслед. Волгогр. обл., 69-й междунар.

науч. техн. конф. Ассоциации автомобильных инженеров СибАДИ «Какой автомобиль нужен России?» (Омск, 2010), 30th Anniversary Seminar of the Students` Association for Mechanical Engineering (Варшава, 2011), ежегодных научных конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2009-2013).

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И НАПРАВЛЕНИЕ ИССЛЕДОВАНИЙ

Несмотря на постоянное совершенствование конструкций кабин, операторы отечественных тракторов периодически подвергаются действию таких факторов, как загрязнение рабочей зоны выхлопными газами, неудобная рабочая поза, повышенная температура и запыленность воздуха в кабине, а также повышенные шум и вибрации. Два последних являются не периодически, а постоянно действующими факторами, а потому особенно опасны. Длительное действие этих факторов приводит к снижению работоспособности и ухудшению здоровья оператора. Поэтому конструкторы современных машин должны обеспечивать операторам соответствующую защиту от шумов и вибраций. Для этого разрабатываются новые конструкции и технологии изготовления деталей, совершенствуются сборочные операции, а главным образом – создаются и постоянно совершенствуются системы виброзащиты оператора, окружающей среды и узлов трактора.

В результате исследований Е.Ц. Андреевой-Галаниной, А.К. Бирулей, Я.И.

Бронштейном, А.А. Меньшовым [244] и другими учеными установлено, что физиологическое восприятие колебаний человеком зависят от частоты, амплитуды, скорости, ускорения и скорости изменения ускорения (резкости) колебаний. Кроме того, физиологические ощущения определяются направлением и длительностью воздействия колебаний на организм человека. Существенное воздействие на организм оказывают также угловые колебания. К низкочастотным относятся колебания с частотой до 17-22 Гц [244], эти колебания воспринимаются организмом как отдельные циклы. Колебания более высоких частот воспринимаются слитно.

Согласно "Единым требованиям к конструкции тракторов и сельхозмашин по безопасности и гигиене труда" [244] за оценочные параметры колебаний сиденья следует принимать среднеквадратичные значения вертикальной и горизонтальной виброскорости в октавных полосах для общего диапазона частот 0,88-355 Гц и сравнивать их с допустимыми значениями (метод раздельной оценки). Учитывая данные физиологических исследований и то, что диапазон основных частот воздействия, пропускаемых подвеской унифицированного сиденья пахотного трактора, не превышает 5 Гц [244], можно заключить, что наиболее приемлемым оценочным параметром низкочастотных колебаний сиденья является ускорение. В соответствии с ГОСТ 7057-81, для оценки виборонагрукенности сиденья ускорения регистрируются на полу кабины и на сиденье в вертикальном, поперечном и продольном направлениях [244]. ГОСТ 12.2.002-81 регламентирует измерять вертикальные и горизонтальные ускорения на сиденье. При этом применяется метод раздельной оценки колебаний.

Параметры вибровоздействий на оператора трактора регламентируются также ГОСТом 12.1.012-90. В международной практике используется стандарт ИСО 2631-74. Он устанавливает более жесткие, по сравнению с ГОСТом, требования на параметры вертикальных колебаний в диапазоне частот от 0,63 до 125 Гц, в котором находятся частоты большинства имеющих значение возмущений, действующих в эксплуатации на пол кабины.

Устанавливаемые на отечественных тракторах системы подрессоривания кабин и сидений неудовлетворительно защищают оператора от низкочастотных колебаний в диапазоне 1,5-3 Гц [71], поэтому во множестве работ отечественных авторов [72, 77, 81, 101, 142] имеются рекомендации о применении возможно более мягких упругих элементов.

Системы подрессоривания сиденья подавляющего большинства отечественных тракторов снабжены механическим упругим элементов (пружиной, торсионом, рессорой). Упругая характеристика таких систем подрессоривания близка к линейной. Системы с механическими элементами чувствительны к изменению величины подрессоренной массы (за счет изменения посадки оператора), кроме того, имеются сложности конструктивного исполнения из-за большого статического прогиба таких элементов. Идеальная работа системы подрессоривания сиденья наблюдается в случае, если она при колебаниях обеспечивает сиденью с оператором ту же амплитуду перемещений, что у пола кабины, но в противоположном направлении [71]. Но в соответствии с требованиями эргономики амплитуда колебаний сиденья ограничена (80 мм). Величина перемещений пола определяется неровностями пути, скоростью движения, кинематикой и жесткостью систем подрессоривания остова и кабины. Из-за не согласованности этих относительных перемещений наблюдаются пробои подвески сиденья и удары в ограничители.

Одними из самых распространенных в системах подрессоривания кабин отечественных тракторов являются высокодемпфированные резиновые и резинометаллические виброизоляторы и демпферы [251]. Эти элементы систем пассивного подрессоривания дешевы, технологичны, не требуют регулировок во время эксплуатации, позволяют реализовать относительно большой упругий ход подвески, обеспечивают гашение ударных воздействий и среднечастотных и высокочастотных динамических нагрузок и имеют нелинейную упругую характеристику, что позволяет гасить некую полосу частот вибронагрузок. Подобные резиновые виброизоляторы используются для подрессоривания кабин тракторов семейств ДТ и ВТ производства ВгТЗ. Они довольно удовлетворительно зарекомендовали себя в эксплуатации, хотя совершенствованию их конструкции и упруго-демпфирующих характеристик при создании машин новых поколений не уделялось внимания, материал эластомера и конструкция виброизолятора остаются неизменными на протяжении всего времени производства машин. В идеальном случае для подрессоривания кабины каждой машины должны создаваться виброизоляторы с характеристиками, необходимыми для обеспечения комфортной работы оператора именно этой машины.

Используя упруго-демпфирующие свойства штатных виброизоляторов подвески кабин этого семейства тракторов, достаточно сложно обеспечить комфортные условия работы оператора, так как их способности гашения низкочастотных колебаний недостаточны [71].

в области виброзащитных систем кабин и сидений тракторов Известными научной общественности являются работы в области теории систем подрессоривания колесных и гусеничных машин таких российских ученых, как Афанасьев Б.Л., Генкин М.Д., Забавников Н.А., Коловский М.З., Левитский Н.И., Пановко Я.Г., Платонов В.Ф., Силаев А.А., Чудаков Д.А. и других ученых. Известны работы по этой тематике ученых МАМИ и других технических вузов, НАТИ и других отраслевых институтов. В ВолгГТУ этой темой занимались Варфоломеев В.В., Горобцов А.С., Дьяков А.В., Дьяков А.С., Косов О.Д., Ляшенко М.В., Новиков В.В., Орешкин В.Н., Победин А.В., Рябов И.М. и другие. В последнее время исследования систем подрессоривания кабин выполнялись Корчагиным А.П., Кухарчуком А.И., Реуновым С.В., Рябковой А.Л., Ходаковой Т.Д., Хрипуновым Д.В., Шакулиным О.П., Юшиным А.И. и другими.

Значительное количество работ отечественных ученых имеет косвенное отношение к теме работы, так как посвящено расчетам и моделированию плавности хода колесных и гусеничных машин [129, 97, 252, 99, 134, 86, 75]. Но плавность хода в существенной степени влияет на уровень колебательных нагрузок, передающийся через виброизоляторы от рамы трактора полу кабины. Предложенные авторами теоретические модели колебательных систем этих машин создавались прежде всего с целью изучения влияния на плавность хода параметров самой машины и системы подрессоривания остова, поэтому кабина в этих моделях представлена упрощенно. Эти модели не обеспечивают полноты изучения колебательных процессов кабин и полоты изучения возможностей обеспечения условий труда водителя с точки зрения минимизации его колебаний на сиденьи.

В работе Орешкина В.Н. [143] теоретическая модель кабины с целью изучения процессов шумоизлучения представлена массами отдельных панелей. Такое представление не дает возможности изучения влияния на эти процессы системы подрессоривания кабины, хотя, в соответствии с результатами испытаний и исследований [143], характеристики этой системы оказывают существенное влияние на процессы формирования шумового поля внутри кабины.

Хрипуновым Д. В. в своей работе [268] показано, что значительная часть спектра вибрационного воздействия на рабочее место оператора промышленного трактора реализуется в интервале частот, совпадающих с частотами чередования траков в гусеничном обводе. Автором выявлены механизмы возбуждения вибраций корпуса трактора в трех зонах гусеничного движителя: в зоне направляющего колеса, опорной ветви и ведущего колеса. Разработана математическая модель «укладки» траков на опорную ветвь, ориентированная на оценку вследствие этого вибронагруженности корпуса трактора. На основе моделирования для промышленного трактора с полужесткой подвеской Т-170М.01 произведена количественная оценка вертикальных и продольных виброускорений пола кабины на месте крепления кресла оператора. Показано, что процессы, протекающие в зоне направляющего колеса, являются источником возбуждения преимущественно продольных вибраций, уровень которых достигает величины 1,4 м/с2; уровень сопутствующих им вертикальных колебаний достигает 0,6 м/с2. Показано также, что процессы, протекающие в зоне опорной ветви, являются источником возбуждения интенсивных вертикальных вибраций, уровень которых достигает величины 8 – 10 м/с2. Кроме того, разработанная модель позволила объяснить факт возникновения параметрических колебаний, вызванных периодическим изменением жесткости системы «опорные катки – гусеничная цепь – грунт», который был обнаружен во время натурных испытаний.

Автором показано, что определяющее вибрационное воздействие на оператора трактора происходит в вертикальной плоскости в зоне опорной ветви в результате действия эффекта «бегущая волна». Предложены конструктивные мероприятия для противодействия этому фактору. Показано, что наибольший эффект достигается за счет изменения расположения опорных катков – при нерегулярной схеме их расстановки в гусеничных тележках возможно снизить уровень вибраций в 1,5 – 2 раза.

В диссертации Косова О.Д. [121] предложена созданная автором плоская модель колебательной системы тракторов семейства ДТ производства ВгТЗ, включающая в себя подрессоренные массы остова, двигателя и кабины (рисунок 1.1).

Эта модель включает в себя как элемент более подробную пространственную модель колебательной системы кабины, в которой кабина представлена тремя массами: массой остова кабины, массой топливного и масляного баков на консольном вылете платформы кабины и массой крыши кабины на ее упругих стойках (рисунок 1.2). На основе этой модели автором выполнены обширные расчетные исследования колебаний кабины и ее элементов с целью изучения виброакустических и прочностных характеристик элементов кабины в различных условиях нагружения.

При этом изучалось влияние на эти характеристики величин коэффициентов демпфирования, масс элементов кабины, жесткости ее элементов и подрессоривающих опор, количества упруго-демпфирующих опор кабины, их пространственного расположения, упругих и демпфирующих параметров.

Рисунок 1.1. Схема колебательной системы тракторов семейства ДТ Получены АЧХ перемещений точек кабины при различных значениях коэффициентов демпфирования и разных массах топливного бака и крыши кабины, а также при разных значениях жесткостных параметров опор при вертикальных и угловых колебаниях кабины. При этом определено влияние на форму АЧХ каждого из инерционных и жесткостных параметров колебательной системы кабины.

Автором выполнены также экспериментальные исследования колебательных процессов кабины с использованием виброизмерительной аппаратуры. В результате обработки осциллограмм получены обобщенные спектры ускорений, скоростей и перемещений рамы трактора. Эти данные использованы для формирования режима нагружения кабины со стороны рамы.

При использовании этих данных выполнена оптимизация колебательной системы кабины, в основу которой положена минимизация АЧХ колебаний массы крыши. В ходе оптимизации варьировались значения массы крыши и жесткостных параметров стоек кабины с целью определения их оптимальных значений.

Рисунок 1.2. Схема колебательной системы кабины тракторов семейства ДТ: а – при колебаниях в поперечной плоскости; б – при колебаниях в продольной плоскости Важным достоинством работы является то, что для проверки и подтверждения результатов теоретических исследований, а также для получения широкого спектра экспериментальных данных о вибронагруженности отдельных элементов кабин тракторов семейства ДТ автором создана экспериментальная установка – вибростенд для испытаний кабин. Стенд позволяет воспроизводить линейные и угловые колебания кабины относительно центра ее масс. На стенде определены динамические характеристики кабин, получены АЧХ при плавной перестройке частоты возбуждения с поддержанием постоянного уровня перемещений в диапазоне 5Гц и постоянного ускорения в диапазоне 20-2000 Гц. При этом на серийных и опытных кабинах формировались кинематические возмущения с заданным спектром. В результате серии экспериментов получены данные о напряжениях в материале отдельных элементов кабин, частотные характеристики колебаний опор кабины, поперечных колебаний крыши, вертикальных колебаний консолей платформы с топливным баком и крыши, а также стекол, стен, пола и т.д.

Проведенные автором исследования позволили объяснить механизм возникновения колебаний разных элементов кабины, выяснить причины ранних поломок этих элементов, а также определить пути уменьшения их динамической нагруженности. В результате автором предложен ряд рекомендаций по изменению конструкции отдельных элементов кабин для снижения их вибронагруженности и повышения долговечности.

Так как автор занимался в основном решением вопросов прочности и долговечности кабины, его в меньшей степени интересовали вопросы обеспечения кабиной необходимого уровня виброшумоизоляции внутри кабины, а также вопросы обеспечения условий труда водителя с точки зрения минимизации его колебаний на сиденьи на разных режимах работы трактора. Поэтому математическая модель не предусматривает отдельного описания колебаний водителя на сиденьи – масса водителя с сиденьем в модели отсутствует. Достаточно важная масса двигателя, колебания которого, в соответствии с результатами исследований [121], оказывают существенное влияние на колебания остова трактора на подвеске, а из-за связанности колебательных процессов всей машины – и на колебания кабины, представлена только в плоской модели общей колебательной системы трактора. Автором также не уделено достаточного внимания конструкции и упруго-демпфирующим характеристикам виброизоляторов подвески кабины – хотя и предложена улучшенная схема виброизолятора, но экспериментально характеристики новой конструкции не проверены.

Реуновым С.В. [250] создана конечно-элементная модель колебательной системы кабины тракторов семейства ВТ-100, ВТ-130 ОАО «Волгоградский тракторный завод» (рисунок 1.3), одним из элементов которой является подрессоренное сидение с оператором. Модель включает в себя 2074 узла и 4131 конечных элемента. Она позволяет на разных режимах нагружения в каждый момент времени определять перемещения, скорости, ускорения и напряжения в элементах кабины и на рабочем месте оператора, а также определять собственные частоты гармоник колебательной системы и уровни структурного шума в кабине.

Построение конечно-элементной модели базируется на представлении каркаса кабины в виде ансамбля стержневых элементов, а панелей кабины в виде плоских пластин, связанных с каркасом жестко или упругими связями.

Рисунок 1.3. Конечно-элементная модель колебательной системы В работе приведены также результаты экспериментального исследования кабины трактора ВТ-100 на вибрационном стенде (рисунок 1.4).

Рисунок 1.4.. Схема стенда для динамического испытания кабин тракторов:

1 – генератор звуковой частоты; 2 – блок узкополосных фильтров; 3 – усилитель мощности; 4 – электродинамический вибратор; 5 – полосовой фильтр; 6 –виброанализатор; 7 – основание вибростенда; 8 – испытываемая кабина; 9 – вибростол При использовании конечно-элементной модели автором решена оптимизационная задача, целью которой было определение возможностей снижения нагруженности кабины и уровня структурного шума в ней за счет подбора таких характеристик элементов кабины и ее подвески, при которых напряжения в сечениях ее элементов были бы минимальными, а собственные частоты колебаний системы «кабина на подвеске» не совпадали с частотами возмущающего воздействия на основных режимах работы трактора.

По результатам комплексных теоретических и экспериментальных исследований автором предложен ряд рекомендаций для производителя, в частности: в качестве упругих элементов подвески кабины использовать виброизоляторы с динамической жесткостью 350-450 Н/мм, имеющие отклонения жесткости не более чем на 10 %; а также изменить конструкцию крепления виброизоляторов для обеспечения отклонения значения предварительного поджатия не более чем на 10 %.

Достоинством работы Реунова С.В. следует считать то, что автор предпринял успешную попытку решить в комплексе задачи, касающиеся прочностных характеристик кабины и характеристик виброшумоизоляции. Недостатком можно считать то, что при использовании созданной конечно-элементной модели колебания кабины рассматриваются в отрыве от колебаний других масс трактора – продольных и поперечных колебаний остова на подвеске, колебаний двигателя на его подвеске, крутильных колебаний в трансмиссии, не учитывается также в онлайнрежиме комплекс возмущений со стороны ведущего колеса, связанных с изменениями скорости трактора, перемоткой звенчатой гусеницы и других.

В докторской диссертации Ляшенко М.В. [128] один из разделов посвящен развитию методов проектирования подрессоривания и элементов кабины ТТС.

При разработке колебательной модели кабины автор принимает следующий постулат: «Кабина является одним из элементов динамической системы ТТС, однако колебательные контуры элементов кабины имеют собственные частоты колебаний, существенно превышающие верхний предел диапазона частот, относящегося к задачам плавности хода ТТС, в то же время энергия этих колебаний невелика, поэтому задачу исследования динамики кабины и ее элементов целесообразно выделить в отдельную, заменив связи в ее системе подрессоривания передаточными функциями».

Автор констатирует, что кабина современного трактора состоит из жесткого каркаса, к которому крепятся панели и стекла и является сложной колебательной системой с бесконечно большим числом степеней свободы. Панели, выполняемые из тонколистового материала, могут совершать относительно каркаса колебания различной формы с самыми разными частотами. Смотровые стекла, кроме того, могут совершать поршневые колебания, так как они по периметру установлены в резиновые уплотнители. Практически все массы панелей и стекол различны, различна и их жесткость крепления к каркасу. Поэтому частоты их парциальных колебаний имеют большой разброс, что значительно усложняет картину колебаний кабины. Но на срок службы кабины в основном влияет амплитуда знакопеременных напряжений в ее каркасе, а на уровень шума в кабине – амплитуда колебаний панелей, поэтому задачу можно значительно упростить. Для ее решения при известных параметрах внешнего нагружения целесообразно применять метод конечных элементов.

При составлении расчетной схемы кабины автором были приняты следующие допущения:

– стержневые элементы конструкции прямолинейные, постоянного сечения по длине;

– возмущающее воздействие со стороны остова трактора представлено в виде сосредоточенных сил, приложенных в узлах конструкции;

– виброизоляторы подвески кабины представлены как упругие опоры с жесткостями, соответствующими динамическим жесткостям виброизоляторов в продольном, поперечном и вертикальном направлениях.

Автором создана конечно-элементная модель кабины, включающая в себя, кроме основных элементов кабины и сиденья с оператором, также блок фильтров и бак системы микроклимата. Плоские стекла кабины, заделанные в резиновый шнур автомобильного типа, представлены в модели как пластинчатый элемент, работающий на изгиб и связанный с балкой каркаса кабины посредством упругих связей. Для стекол кабины был выполнен расчет частоты первого тона панели с различными значениями шага сетки (рисунок 1.5).

Автором решалась оптимизационная задача из условия, что снижение нагруженности кабины и, как следствие, увеличение ее срока службы может быть достигнуто подбором таких параметров элементов кабины и ее подвески, при которых значения амплитуд напряжений в сечениях ее элементов было бы минимальными. Вследствие влияния параметров элементов кабины и ее подвески на ее собственные частоты автор посчитал целесообразным решение проблемы снижения нагруженности кабины объединить с решением проблемы снижения структурного шума в ней. Таким образом, при решении задачи осуществлялся поиск таких оптимальных значений параметров кабины и ее подвески, при которых напряжения в ее элементах, уровни вибрации и структурного шума на рабочем месте оператора были бы минимальными. При формировании эксплуатационного спектра возмущений со стороны остова трактора на кабину учитывалось также влияние реакции кабины на колебания остова.

В результате исследований автором выработаны рекомендации по снижению вибронагруженности, уровня вибраций и структурного шума кабин тракторов семейства ВТ, а также рекомендации по изменению конструкций ряда элементов кабины, позволяющие снизить напряжения в этих элементах в 1,4 – 3,0 раза.

Одним из достоинств предложенной автором модели является введение обратной связи между колебательными контурами кабины и остова, то есть учет реакции кабины на колебания остова. По изменению конструкции и характеристик виброизоляторов, а также по их геометрическому расположению в работе рекомендаций не имеется.

В докторской диссертации Корчагина А.П. [119] предложены научные основы проектирования виброзащитных систем землеройных машин. Автором построены математические модели ряда машин, позволяющие «…выявлять 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 упругих элементов подвесок кабины, кресла оператора и рабочего оборудования».

На основы расчетных исследований, выполненных при использовании разработанных математических моделей, автор определил оптимальные характеристики упругих элементов подвесок, при которых обеспечивается снижение уровня динамического воздействия на рабочем месте оператора, до значений, установленных санитарными нормами.

Корчагиным П.А. исследовалось поведение динамических систем землеройных машин при следующих видах возмущающих воздействий:

– ударное;

– полигармоническое и ударное;

– стохастическое и ударное.

Анализ поведения динамических систем при сложном воздействии, каким является совместное действие вибрации и удара, показал, что система с нелинейной упругой характеристикой и линейным демпфированием обеспечивает достаточную ударозащиту и приемлемый динамический ход в переходном режиме.

На основе этого анализа предложены системы виброзащиты землеройных машин, в которых использованы разработанные универсальные резиновые виброизоляторы кабин (рисунок 1.6), которые впоследствии внедрены в серийное производство на ПО «Завод транспортного машиностроения» г. Омска.

Автором выполнены также теоретические и экспериментальные разработки по созданию систем виброзащиты кабин землеройных машин с использованием резино-кордных оболочек (РКО). На устройство системы подрессоривания кабины с использованием таких оболочек (рисунок 1.7) автором получен патент.

Результаты расчетов и стендовых испытаний подвесок с РКО свидетельствуют об их перспективности и повышенных виброзащитных качествах.

В работе Юшина А.И. [286] отмечается, что большинство отечественных серийно выпускаемых тракторов оборудовано подвесками сиденья пассивного типа, а пассивные системы подрессоривания в силу своей характеристики в большинстве случаев не в состоянии обеспечить нормальные условия труда оператора. Автором предложена модернизация серийной подвески сиденья за счет установки встроенного активного упругого элемента, позволяющего изменять жесткость подвески на крайних участках характеристики в зависимости от режимов и условий работы. Это позволяет обеспечивать безопасные условия труда оператора тракторно-транспортного агрегата при работе на повышенных скоростях и повысить производительность агрегата в целом.

Рисунок 1.6. Универсальные резиновые виброизоляторы Рисунок 1.7. Конструкция амортизатора кабины на базе РКО:

Автором разработана математическая модель тракторно-транспортного агрегата, позволяющая определять оптимальные параметры подвески сиденья; разработана методика расчета и построения рациональной характеристики подвески сиденья с активным упругим элементом, а также предложено новое техническое решение по реализации рациональной характеристики подвески сиденья. Применение опытной конструкции подвески сиденья позволяет повысить рабочую скорость тракторно-транспортного агрегата при движении по стерне на 3 км/ч, при движении по грунтовой дороге на 6 км/ч и при движении по асфальту на 10 км/ч.

Объектом исследования в работе Шакулина О.П. [273] является виброзащитная система с направляющим механизмом маятникового типа и двухкамерным пневматическим упругим элементом с внутренним дросселированием для защиты оператора мобильных машин технологического назначения (применительно к самоходному картофелеуборочному комбайну и трактору промышленного назначения).

Автором созданы линейная и нелинейная динамические модели такой виброзащитной системы, при использовании которых выполнен ряд расчетных исследований. Выполнены также опытно-промышленные испытания созданных виброзащитных устройств с использованием виброизмерительной аппаратуры фирмы «Брюль и Кьер».

Разработана конструкция и изготовлен опытный образец виброзащитного сиденья оператора самоходного картофелеуборочного комбайна КСК-4, которое удовлетворяет требованиям норм ИСО 2631 – 74, и виброзащитной системы кабины промышленного трактора на базе серийно выпускаемых резинокордных оболочек, обеспечивающей эффективное гашение колебаний на сиденье водителя во всем диапазоне частот от 1,6 до 63 Гц, что лучше по сравнению с серийной конструкцией как минимум в два раза.

Кухарчуком А.И. в своей работе [125] утверждается, что одним из перспективных направлений в области снижения уровня колебаний на рабочих местах является использование демпфирующих устройств активного типа, оказывающих управляющее силовое воздействие на кабину машиниста. В работе дано обоснование применения и разработаны технические принципы реализации электрогидравлической системы активного гашения колебаний кабины машиниста роторного экскаватора.

Автором разработана математическая модель процесса активного демпфирования колебаний кабины машиниста, учитывающая совместное движение двухмассовой системы «подвеска-кабина» и гидравлического исполнительного органа, установленного последовательно с несущими элементами подвески, и позволяющая определять рациональные параметры системы активного демпфирования из условия обеспечения допустимого санитарными нормами уровня колебаний кабины. Предложенный автором метод синтеза управляющего воздействия дает возможность в широких пределах регулировать динамические характеристики подвески кабины без изменения ее конструктивных параметров.

Ходаковой Т.Д. в своей работе [265] отмечается, что в тракторной промышленности СССР, а в последствии и России, использовались унифицированные сиденья оператора, подвеска которых включает в себя направляющий механизм параллелограммного или торсионного типа, упругие элементы (пружины) и демпфер.

Автором утверждается, что использование пассивных виброзащитных систем при широкополосном возбуждении предполагает определенный компромисс между увеличением амплитуд колебаний в области собственных частот и снижением их в зарезонансной зоне. Для разрешения этого компромисса автором созданы технические средства, улучшающие защиту оператора от вибрации. Создана нелинейная пневматическая подвеска сиденья на базе резинокордного пневмобаллона, межкамерного дросселя и параллелограммного направляющего механизма, имеющая несимметричную характеристику межкамерного дросселя при ходе сжатия и отбое, принцип действия которой основан на газовой эжекции, а величина несимметричности хода подвески составляет 27 %, а также подвеска с частотнозависимой характеристикой межкамерного дросселя, построенного на элементах типа сопло-заслонка с применением язычкового резонатора, зарезонансная область амплитудно-частотной характеристики которой приближается к характеристике системы с нулевым демпфированием, улучшая при этом качество виброзащиты в 2,5 раза по сравнению с системой линейного пневмодемпфирования.

В работе предложена также математическая модель расчета динамических характеристик системы «человек-сиденье», рассматривающая тело человекаоператора как линейную одномассовую колебательную систему, обладающую жесткостью и сопротивлением, с учетом того, что часть массы оператора, приходящаяся на сиденье, составляет 5/7 всей его массы.

Разработке и исследованию систем подрессоривания кузова автомобиля с использованием виброизоляторов из полимерных композиционных материалов посвящена работа Омрана Кахтана [141], выполненная в Московском государственном техническом университете имени Н.Э. Баумана. Предложенный автором виброизолятор, схема и нагрузочная характеристика которого показаны на рисунке 1.8, имеет высокую несущую способность.

Рисунок 1.8. Схема (а) и нагрузочная характеристика (б) виброизолятора Кроме теоретических, автором выполнен обширный объем экспериментальных исследований упругих и демпфирующих качеств созданных виброизоляторов на разработанном для этих целей стендовом оборудовании (рисунок 1.9).

Для выполнения расчетных исследований автором создана нелинейная математическая модель колебаний автомобиля со вторичной системой подрессоривания при случайным возмущении. Расчеты с помощью модели показали, что использование в подвеске кузова только виброизоляторов из полимерных композиционных материалов не обеспечивает требуемых параметров плавности хода и во вторичную систему подрессоривания необходима установка дополнительного гидравлического демпфера.

Рисунок 1.9. Схемы стендов для испытания виброизоляторов Исследованию динамических свойств виброизоляторов с разгрузочными и противоударными устройствами пружинного и комбинированного типа посвящена работа Рябкова А. Л. [251], выполненная в Самарском государственном университете путей сообщения (СГАУ). По утверждению автора, для обеспечения устойчивой работы виброизолируемых агрегатов при высоких и низких температурах, воздействии агрессивных сред, интенсивных вибрационных, ударных и постоянно действующих нагрузках целесообразно использовать цельнометаллические виброизоляторы и демпферы.

Учеными СГАУ создан материал МР, являющийся металлическим аналогом резины [250]. Технологические возможности изготовления материала МР позволяют получать большое разнообразие конструктивных форм виброизоляторов и демпферов. Но существенная анизотропия прочностных и упругодемпфирующих свойств материала МР затрудняет обеспечение высокой надежности систем виброзащиты на их основе, особенно при действии пространственных нагрузок.

Автором предложен способ устранения этого недостатка с помощью армирования материала МР специальным проволочным жгутом, что позволило увеличить демпфирующую способность виброизоляторов в 1,5 раза, а прочность – более чем в 10 раз.

На основе разработанных принципов конструирования средств виброзащиты, учитывающих особенности эксплуатации современных агрегатов и систем транспортных средств, автором созданы новые конструкции низкочастотных виброизоляторов с высокой несущей способностью, обеспечиваемой пружинными разгрузочными устройствами, а также противоударные виброизоляторы, включающие в себя специальные противоударные устройства из пакетов тарельчатых пружин с высокой энергоемкостью поглощения ударных нагрузок.

В работе Хрипунова Д. В. [268] показано, что значительная часть спектра вибрационного воздействия на рабочее место оператора промышленного трактора реализуется в интервале частот, совпадающих с частотами чередования траков в гусеничном обводе. Автором выявлены механизмы возбуждения вибраций корпуса трактора в трех зонах гусеничного движителя: в зоне направляющего колеса, опорной ветви и ведущего колеса. Разработана математическая модель «укладки»

траков на опорную ветвь, ориентированная на оценку вследствие этого вибронагруженности корпуса трактора. На основе моделирования для промышленного трактора с полужесткой подвеской Т-170М.01 произведена количественная оценка вертикальных и продольных виброускорений пола кабины на месте крепления кресла оператора. Показано, что процессы, протекающие в зоне направляющего колеса, являются источником возбуждения преимущественно продольных вибраций, уровень которых достигает величины 1,4 м/с2; уровень сопутствующих им вертикальных колебаний достигает 0,6 м/с2. Показано также, что процессы, протекающие в зоне опорной ветви, являются источником возбуждения интенсивных вертикальных вибраций, уровень которых достигает величины 8 – 10 м/с2. Кроме того, разработанная модель позволила объяснить факт возникновения параметрических колебаний, вызванных периодическим изменением жесткости системы «опорные катки – гусеничная цепь – грунт», который был обнаружен во время натурных испытаний.

Автором показано, что определяющее вибрационное воздействие на оператора трактора происходит в вертикальной плоскости в зоне опорной ветви в результате действия эффекта «бегущая волна». Предложены конструктивные мероприятия для противодействия этому фактору. Показано, что наибольший эффект достигается за счет изменения расположения опорных катков – при нерегулярной схеме их расстановки в гусеничных тележках возможно снизить уровень вибраций в 1, – 2 раза.

1.3. Предложение о создании виброзащитных систем кабин тракторов с использованием динамических гасителей колебаний В выше приведенном обзоре проанализированы предложения российских и зарубежных ученых по совершенствованию виброзащитных систем кабин и сидений тракторов. Авторами предлагаются разные способы адаптивного или иного изменения упругодемпфирующих характеристик систем подрессоривания остова, кабины и сиденья с целью снижения вибронагруженности кабины и оператора, различные схемы расположения и конструкции виброизоляторов, наиболее совершенными и перспективными среди которых являются виброизоляторы с пневматическим упругим элементом. Они имеют нелинейную упругую характеристику с возможностью ее регулирования, в том числе автоматического адаптивного; они обеспечивают достаточно большой упругий ход подвески, необходимый для гашения низкочастотных колебаний; они хорошо гасят средне- и высокочастотные колебательные нагрузки и ударные воздействия. Эти системы обладают большей конструктивной сложностью, особенно с регулируемыми жесткостью и демпфированием, соответственно большей стоимостью.

Ни одна из существующих и предложенных авторами систем подрессоривания кабин и сидений не обеспечивает эффективного гашения колебаний этих объектов во всем диапазоне частот эксплуатационных воздействий. Все предложенные авторами схемы и конструкции в соответствии со свойствами используемых в них виброизоляторов обеспечивают эффективное гашение колебаний кабин и сидений в одних диапазонах частот и менее эффективное – в других.

В настоящей работе предлагается использовать в системах подрессоривания кабины работающие по принципу динамического гашения колебаний виброизоляторы, совмещающие достоинства пневматических виброизоляторов и виброизоляторов из эластомеров. Принципиальные схемы таких устройств и подробное описание их работы приведено во 2 и 4 разделах настоящей работы.

2. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ И ХАРАКТЕРИСТИК УСТРОЙСТВ

ДЛЯ ПОДРЕССОРИВАНИЯ КАБИН И СИДЕНИЙ ОПЕРАТОРОВ

СОВРЕМЕННЫХ ТРАКТОРОВ

2.1. Системы подрессоривания кабин современных тракторов В настоящее время для подрессоривания кабин современных отечественных тракторов наиболее часто используются пружинные виброизоляторы и виброизоляторы из эластомеров [77, 105, 141, 250, 258, 264]. Их конструкции, места размещения, способы соединения с рамой или с корпусом трансмиссии, с полом или стойками кабины у каждой машины разные. Одной из самых распространенных является четырехточечная схема расположения виброизоляторов (рисунок 2.1).

Системы подрессоривания кабин современных зарубежных тракторов включают в себя пружинные виброизоляторы, виброизоляторы из эластомеров, пневматические и гидравлические упругие элементы и гасители колебаний, механические и иные стабилизаторы подвески [82, 294, 297, 301].

Рисунок 2.1. Размещение виброизоляторов по четырехточечной схеме Одной из самых передовых конструкций [82] является подвеска AutoComfort компании Valtra (рисунок 2.2). Совместная работа подвески кабины на четырех опорах и пневматической подвески передней оси сглаживает колебания кабины, значительно повышая комфорт вождения и производительность труда. В передней части подвески кабины устанавливается два пневматических упругих элемента 1.

Сзади кабина крепится к раме при помощи двух ударопоглотителей и амортизаторов 2. Диагональная тяга, расположенная на правой стороне кабины, в качестве стабилизатора поперечной устойчивости препятствует ее боковому раскачиванию.

Ограничители динамического хода предотвращают чрезмерные перемещения кабины в опасных ситуациях.

Рисунок 2.2. Схема подвески AutoComfort компании Valtra Одной из самых передовых и эффективных считается также подвеска кабин тракторов фирмы Massey Ferguson, в которой используются пружины и гидравлические амортизаторы.

Работа подвески хорошо согласована с работой подвески сиденья водителя с улучшенными характеристиками гашения колебаний, а также пневматической подвески передней оси машины. Совместная работа подвесок и совершенная система шумоизоляции способствуют тому, что условия труда оператора трактора по комфорту сравнимы с условиями труда водителя легкового автомобиля. Механическая система стабилизации подвески обеспечивает стабилизацию ее положения в вертикальном и боковых направлениях.

2.2. Виброизолирующие элементы, использующиеся в подвесках кабин В подвеску кабин отечественных ТТС устанавливаются пружинные виброизолирующие элементы, элементы из эластомеров или комбинация из тех и других.

Так, например, в подвеске кабины колесного тягача МЗКТ–79092 Минского завода колесных тягачей использована комбинация пружинных упругих элементов и элементов из эластомеров (рисунок 2.3).

Рисунок 2.3. Подвеска кабины колесного тягача МЗКТ– В конструкциях подвесок кабин современных зарубежных грузовиков, внедорожных машин и тракторов повсеместно и все в большей степени используются пневматические (рисунок 2.4) упругие элементы (пневмоподушки или пневморессоры).

В отечественном автотракторостроении такие подвески кабин начинают внедряться. Достоинства пневматической подвески общеизвестны. Сами упругие элементы имеют нелинейную упругую характеристику, вдобавок в такой подвеске в настоящее время обычно имеется управляемая компьютером система регулирования, состоящая из системы клапанов, воздушных магистралей, воздушных ресиверов и компрессора, реагирующая на изменение нагрузки изменением давления в пневматических упругих элементах.

Упругая характеристика пневмоподвески кабины обеспечивает комфортные условия работы оператора, противодействует кренам кабины при повороте, «кивкам» (дифференту) при торможении и разгоне ТТС. Низкая и не изменяющаяся при любой загрузке собственная частота колебаний подвески обеспечивает высокий уровень комфорта оператора, высокая энергоемкость пневмоэлементов позволяет поглощать ударные нагрузки со стороны рамы. Небольшой вес и компактные габариты пневморессор упрощают работу конструкторов и несколько снижают общий вес ТТС.

2.3. Анализ технических решений и способов управления упругими и демпфирующими характеристиками виброизоляторов На основе изучения технической и патентной литературы выполнен анализ технических решений виброизоляторов преимущественно для использования в подвеске кабины транспортного средства [2-65, 169-172]. Рассмотрены конструкции устройств с металлическими, комбинированными, пневматическими упругими элементами и элементами из эластомеров. Технические решения отдельных представителей перечисленных групп для примера приведены на рисунке 2.5.

Виброизоляторы с металлическими упругими элементами. В их конструкциях в качестве упругих элементов чаще всего используются винтовые цилиндрические и конические пружины растяжения – сжатия, пружины кручения, пластинчатые пружины, гибкие упругие стержни, торсионы и рессоры. Виброизоляторы с коническими пружинами, некоторыми тарельчатыми и пластинчатыми пружинами имеют нелинейную упругую характеристику. В ряде устройств нелинейная упругая характеристика формируется за счет последовательного включения в работу упругих элементов с различной жесткостью, в некоторых устройствах – за счет изменения плеч рычагов направляющих элементов подвески в ходе работы. У отдельных устройств характеристика включает в себя участок предварительного нагружения упругого элемента.

Рисунок 2.6. Примеры технических решений виброизоляторов:

а – с металлическими упругими элементами: б – с комбинированными упругими элементами;

в – с упругими элементами из эластомера: г – с пневматическими упругими элементами В ряде рассмотренных схем упругие элементы сконструированы таким образом, что воспринимают не только усилия, возникающие при вертикальных перемещениях подрессориваемого объекта, но и при его перемещениях в других плоскостях, а также угловые перемещения. Отдельные устройства предусматривают гашение колебаний при действии на них вертикальных, боковых нагрузок и нагрузок, действующих под углом к оси виброизолятора за счет установки под углом к оси специальных фрикционных элементов.

Конструкция ряда виброизоляторов позволяет автоматически формировать их упругие и демпфирующие свойства в зависимости от частоты и амплитуды воздействий на них со стороны подрессориваемого объекта. Для этого они включают в себя ряд упругих и демпфирующих элементов, автоматически вступающих в работу в различных диапазонах амплитуд и частот колебаний. Эти виброизоляторы к тому же обеспечивают восприятие и гашение вибронагрузок в нескольких плоскостях. Их технические решения представляются наиболее совершенными, современными и перспективными.

Виброизоляторы с упругими элементами из эластомеров. Нелинейная характеристика таких виброизоляторов получается в результате того, что сам эластомер обладает нелинейной упругой характеристикой, а в ряде случаев дополнительно осуществляется последовательное подключение элементов из эластомера с разной жесткостью (либо включении на прямом и обратном ходах разного количества упругих элементов) либо элементов, заполняющих при деформации разные объемы, вследствие чего изменяется их жесткость. В отдельных устройствах упругие элементы из эластомера заполняют полости, расположенные под углом к оси действия основной нагрузки. За счет такого технического решения обеспечивается возможность восприятия нагрузок и гашения колебаний в нескольких плоскостях.

Имеются конструкции, позволяющие управлять упругой характеристикой за счет предварительного нагружения элемента из эластомера.

Наиболее совершенными представляются технические решения виброизоляторов, которые позволяют автоматически изменять как упругую, так и демпфирующую характеристики в зависимости от частот и амплитуд действующих на них нагрузок. Это комбинированные виброизоляторы, включающие в себя ряд последовательно установленных под разными углами и в разных объемах элементов из эластомера, металлических упругих элементов, резинокордных оболочек, а также механических фрикционных и гидравлических демпферов разных конструкций.

Виброизоляторы с пневматическим упругим элементом. Виброизоляторы, в которых в качестве упругого элемента используется воздух или иной газ, в настоящее время широко распространены в подвесках транспортных средств с достаточно большой собственной массой – автобусов, магистральных грузовиков и ряда зарубежных тракторов. Их использование обусловлено рядом очевидных преимуществ.

При правильном конструировании они обеспечивают очень хорошую нелинейную упругую характеристику подвески и гашение колебаний во всем рабочем диапазоне частот. Газ обладает меньшей инертностью по сравнению с жидкостью, поэтому подвеска быстрее реагирует на воздействия со стороны подрессориваемого объекта.

За счет настройки клапанной системы таких виброизоляторов возможно сформировать необходимую характеристику со ступенчатой или иной нелинейностью, при необходимости – с разным сопротивлением на прямом и обратном ходах.

Виброизоляторы включают в себя заполненные сжатым газом пневмокамеры из эластомеров или металла, диафрагмы, поршни, оболочки и систему клапанов, обеспечивающую изменение проходного сечение дросселирующих каналов между полостями при изменениях амплитуды или частоты входного воздействия. Поглощение колебательной энергии осуществляется за счет многократного дросселирования воздуха при его перетекании из полости в полость при изменении в них давления, за счет пневматического трения и пневматических колебаний рабочей массы внутри устройств, а также за счет внутреннего трения частиц деталей из эластомеров при деформации.

Анализ позволил выявить следующие основные способы управления упругими характеристиками виброизоляторов всех групп:

за счет нелинейности свойств упругих элементов;

за счет изменения связей упругих элементов;

за счет изменения последовательности включения упругих элементов с разной или одинаковой жесткостью.

Отмечены следующие способы управления демпфирующими свойствами:

за счет регулируемого сухого трения;

за счет жидкостного трения с регулировкой сопротивления дросселирующих каналов, продавливания жидкости через поры, изменения скорости вращения лопастных колес;

за счет управления свойствами электровязкой жидкости;

за счет внутреннего трения в материале элементов из эластомеров;

за счет изменения сопротивления при дросселировании воздуха или газа.

В результате анализа разработана классификация технических решений виброизоляторов (рис. 2.6), в основу которой положены способы управления их упругими и демпфирующими характеристиками.

2.4. Требования к виброизоляторам кабин тракторов Анализ технических решений и способов управления упругими и демпфирующими характеристиками виброизоляторов, а также (и прежде всего) анализ условий их работы позволили сформулировать ряд требований к свойствам этих виброизоляторов. Наиболее подходящими для подресоривания кабин тракторов являются виброизоляторы со следующими свойствами:

с высокой надежностью и долговечностью;

не требующие частого технического обслуживания и регулировок в процессе эксплуатации;

сохраняющие постоянство упругих и демпфирующих свойств в течение всего времени эксплуатации;

способные эффективно работать в диапазонах низких, средних и высоких частот воздействий;

с автоматически адаптационно подстраивающейся под характер воздействий упруго-демпфирующей характеристикой;

способные, кроме осевых, воспринимать боковые нагрузки и эффективно гасить вертикальные, продольно-угловые и поперечно-угловые колебания кабины.

В настоящее время этому списку требований наиболее полно удовлетворяют виброизоляторы, содержащие комбинацию воспринимающих осевые и боковые нагрузки металлических, резиновых, иногда пневматических упругих элементов, при формировании упругой характеристики работающих параллельно или последовательно, и комбинацию демпферов, также параллельно или последовательно работающих при формировании демпфирующей характеристики.

Рисунок 2.6. Классификация виброизоляторов За счет Проанализированы достоинства и недостатки каждого из способов управления характеристиками таких виброизоляторов. На этой основе предложены и запатентованы их новые технические решения [172, 183,189].

Выше рассмотрены технические решения виброизоляторов, традиционно применяемых в машиностроении для снижения уровня вибронагруженности подрессориваемых масс. Многие из этих технических решений могут использоваться также в системе подрессоривания кабины трактора. Однако, в соответствии с материалом 1 раздела, самые разные схемные решения систем подрессоривания с этими виброизоляторами не обеспечивают достаточной виброзащиты рабочего места оператора. В связи с этим в настоящей работе предпринята попытка использовать для этой цели нетрадиционное решение, а именно – применить в системе подрессоривания кабины динамические гасители колебаний. В доступных литературных источниках использования такого решения для подрессоривания кабин ТТС не обнаружено.

Динамические гасители колебаний широко распространены в машиностроении, где они используются для защиты от вибраций машин, в процессе эксплуатации которых генерируются колебания с узкополосным спектром. Следующей областью их использования является строительство, где они применяются для защиты от колебаний высотных зданий и сооружений, мостов (рисунок 2.7), телевизионных антенн, печных труб и др. Их используют также в электросетях для снижения колебаний проводов между опорами (рисунок 2.8).

Рисунок 2.7. Динамический демпфер в конструкции моста Рисунок 2.8. Использование Динамическое виброгашение – это метод виброзащиты, заключающийся в присоединении к объекту виброзащиты дополнительных устройств с целью изменения характера его колебаний. Для подавления узкополосных колебаний, как в нашем случае, наиболее эффективно использование инерционных динамических гасителей [98, 107]. Схема такого виброгасителя показана на рисунке 2.9.

Рис. 2.9. Схема динамического гасителя колебаний Он состоит из подвижной массы m1, упругого элемента с жесткостью с1 и демпфирующего элемента с коэффициентом демпфирования kд. Собственная частота f01 колебаний подвижной массы демпфера подбирается таким образом, чтобы обеспечить равенство f01 = f, где f – частота вибрации, уровень которой необходимо снизить. Динамический виброгаситель крепится на вибрирующем агрегате, поэтому в нем в каждый момент времени возбуждаются колебания, находящиеся в противофазе с колебаниями агрегата с этой частотой (f).

Для оптимальной работы динамического гасителя колебаний должна обеспечиваться следующая величина коэффициента настройки k:

Если частоты не совпадают, эффективность демпфера изменяется в соответствии с графиком на рисунке 2.10.

Рисунок 2.10. Зависимость колебаний подрессориваемого объекта от настройки демпфера Существенное значение для эффективной работы демпфера имеет также соотношение µ массы подрессориваемого объекта и подвижной массы демпфера (рисунок 2.11).

В соответствии с результатами исследований профессора Кузнецова Н.Г. [124], у сельскохозяйственных тракторов спектральные плотности тяговых сопротивлений пахотного, культиваторного и посевного агрегатов с серийной навеской имеют несколько ярко выраженных частот, на которых наблюдаются пики в диапазоне от 0 до 35 Гц (рисунок 3.23). В промежутках между этими пиками спектральные плотности нагрузок минимальны.

Рисунок 2.11. Зависимость эффективного частотного диапазона от соотношения масс Спектральные плотности колебательных нагрузок в системах подрессоривания остова и кабины трактора с достаточной точностью соответствуют спектральным плотностям тяговых сопротивлений. Частоты, соответствующих пикам этих нагрузок, являются доминирующими в спектре. Вибронагруженность подрессоренных масс, в частности, кабины, многократно превышает ее вибронагруженность при колебаниях с другими частотами. В спектре частот эксплуатационных вибровоздействий на кабину пики нагрузок на доминирующих частотах являются обособленными, высокими и «узкими», что свидетельствует о том, что гашение колебаний с этими частотами недостаточное. В связи с этим для снижения уровня вибронагруженности рабочего места оператора от нагрузок с этими основными, доминирующими в спектре частотами использование динамических гасителей колебаний в системе подрессоривания кабины должно быть эффективным.

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРОИЗОЛЯТОРОВ

И СИСТЕМ ПОДРЕССОРИВАНИЯ КАБИНЫ И СИДЕНЬЯ

3.1. Стендовые испытания виброизоляторов На кафедре «Автомобиле- и тракторостроение» ВолгГТУ в рамках сотрудничества с ОАО «Тракторная компания ВгТЗ» создано стендовое оборудование [130, 175, 176, 178-180, 237, 238, 258, 276, 278, 279, 282], в частности, для исследования статических, динамических и ресурсных характеристик виброизоляторов данного типа. Оно позволяет определять целый ряд параметров виброизоляторов и производить их сравнительную оценку, используя возможности ЭВМ.

Внешний вид стенда для испытаний виброиозоляторов в режиме свободных колебаний показан на рисунке 3.1, а его принципиальная схема приведена на рисунке 3.2.

Стенд (рисунок 3.2) представляет из себя механическую колебательную систему, в качестве упругого элемента в которой используется исследуемый виброизолятор. Величины деформации упругого элемента и действующей на него осевой нагрузки преобразуются в электрические сигналы (с помощью системы тензометрических датчиков). Сигналы подаются для обработки и анализа на ЭВМ через аналогово-цифровой преобразователь (АЦП). Поставляемый вместе с АЦП программный комплекс ZetLab позволяет осуществить запись процессов свободных и вынужденных колебаний подрессориваемой массы, а также выполнить анализ характеристик колебательного процесса. На техническое решение стенда получен патент РФ на полезную модель № 104714 [176]. Технические характеристики стенда позволяют в широком диапазоне изменять статическую нагрузку на виброизолятор (от 0 до 3000 Н) и испытывать виброизоляторы высотой до 140 мм, а также менять величину возбуждающего импульса.

Рисунок 3.2. Схема стенда для испытаний виброизоляторов:

1 – рама стенда; 2, 6 – вертикальные стойки; 3 – ось качания; 4 – качающийся рычаг; 5 – груз; 7 – устройство регистрации деформаций; 8 – спусковое устройство; 9 – верхняя опора испытуемого виброизолятора; 10, 12 – опорные ножки; 11 – нижняя опора испытуемого виброизолятора; 13 – испытуемый виброизолятор; 14 – болты крепления рамы Конструкция стенда позволяет легко менять инерционные характеристики подрессоренной массы за счет выбора массы груза и координат его размещения на качающемся рычаге. Возможно также изменять плечо действующей на виброизолятор вертикальной нагрузки за счет изменения координат установки виброизолятора относительно оси качания рычага. За счет того, что на стенд возможна установка различных по длине опорных ножек верхней и нижней опор виброизолятора, обеспечивается возможность испытания на стенде виброизоляторов с разными осевыми габаритами и жесткостью.

Виброизоляторы с упруго-демпфирующим элементом из эластомера имеют нелинейные упругие и демпфирующие характеристики, причем для одного и того же виброизолятора эти характеристики при действии осевых и боковых нагрузок могут быть существенно разными [278, 282]. При действии на подобные виброизоляторы имеющих место в эксплуатации нагрузок с осевой и боковой составляющими обычно только экспериментальным путем можно определить, какая часть воздействующих на виброизолятор составляющих этих нагрузок передается им подрессориваемому объекту. Поэтому при использовании таких виброизоляторов в подвеске кабины необходимо проведение предварительных исследовательских испытаний, позволяющих выявить свойства виброизоляторов, определяющие характер трансформации и передачи на подрессориваемую кабину нагрузок с осевой и боковой составляющими. Для выполнения таких исследовательских испытаний предложена схема устанавливаемого в стенд устройства для нагружения виброизолятора имеющей место в эксплуатации комбинацией вертикальных и боковых нагрузок (рисунок 3.3).

Устройство включает в себя наклонно установленную опорную плиту 1, шарнирно связанную с пластиной, контактирующей с верхним основанием виброизолятора, причем одна из стоек (стойка 2) имеет возможность перем ещаться по опорной пластине и фиксироваться болтами в выполненных в пл астине пазах (вид А). При этом изменяется угловое положение опорной плиты 1, что позволяет воспроизводить разные по величине боковые нагрузки. Для регистрации процессов изменения величин передаваемых виброизолятором подрессориваемой кабине осевых и боковых составляющих нагружающего усилия при импульсном воздействии (срабатывании спускового устройства 8, см. рисунок 3.2) четыре опорные ножки нижней опоры испытуемого виброизолятора снабжены тензодатчиками. На техническое решение стенда с устройством для нагружения виброизолятора комбинацией вертикальных и боковых нагрузок получен патент РФ на полезную модель № 112415 [178].

Рисунок 3.3. Схема устройства для нагружения виброизолятора При установке виброизоляторов в подвеску необходима информация о том, в течение какого срока эксплуатации будет обеспечена требуемая виброизоляция кабины при заданных нагрузках и как будут меняться упруго-демпфирующие характеристики эластомерного материала виброизоляторов по мере исчерпания этого срока.

Виброизоляторы в эксплуатации испытывают нагрузки со статической и динамической составляющими. Статическая составляющая при вертикальных колебаниях – это вес подрессориваемого объекта, то есть кабины, при угловых – ее момент инерции в продольном или поперечном направлениях. Динамическая составляющая – это переменные во времени воздействия со стороны рамы, возникающие при выполнении трактором рабочих функций.

В результате действия динамической составляющей, то есть совокупности переменных нагрузок, имеющих достаточно широкие диапазоны изменения амплитуд и спектры частот, виброизоляторы постоянно работают в режиме вынужденных колебаний. Для выявления их ресурсных показателей при действии нагрузок, законы изменения которых максимально приближены к эксплуатационным, создан специальный стенд (рисунок 3.4).

Рисунок 3.4. Стенд для испытаний виброизоляторов в режиме вынужденных колебаний:

Нагрузочное устройство стенда (рисунок 3.4 а) включает в себя установленный на отдельном основании 1 приводной электродвигатель 2 постоянного тока с регулируемой частотой вращения, вал которого через компенсационную муфту связан с валом 4, на конце которого установлен нагружающий кулачокэксцентрик 5. Для воспроизведения необходимого закона нагружения изготавливаются кулачки с соответствующим профилем (рисунок 3.4 б).

Во время испытаний величина действующей на виброизолятор статической составляющей нагрузки задается весом груза, амплитуда динамической составляющей – профилем кулачка-эксцентрика, а ее частота – частотой вращения вала приводного электродвигателя. На техническое решение стенда для испытаний виброизоляторов в режиме вынужденных колебаний получен патент РФ на полезную модель № 112417 [180]. Внешний вид стенда показан на рисунке 3.5, на рисунке 3. показан внешний вид эксцентрикового нагружающего устройства стенда.

Рисунок 3.5. Стенд для испытаний виброизоляторов Рисунок 3.6. Эксцентриковое Предложено также два варианта конструкции стенда с генерацией вынужденных колебаний инерционным возбудителем. Первый вариант показан на рисунке 3.7.

с генерацией вынужденных колебаний инерционным возбудителем Нагрузочное устройство стенда в первом варианте включает в себя приводной электродвигатель 1 постоянного тока с регулируемой частотой вращения, установленный на опорной площадке 2, жестко связанной с качающимся рычагом 3.

На валу этого электродвигателя устанавливается эксцентриковая маховая масса 4, величиной которой и расстоянием от ее центра тяжести до оси вращения (то есть величиной эксцентриситета) определяется амплитуда действующего на виброизолятор нагружающего усилия, а частотой вращения вала приводного электродвигателя задается частота изменения этого усилия. На техническое решение первого варианта конструкции стенда с генерацией вынужденных колебаний инерционным возбудителем получен патент РФ на полезную модель № 112416 [179].

На рисунке 3.8 показана схема технического решения второго варианта конструкции стенда.

с генерацией вынужденных колебаний инерционным возбудителем Второй вариант конструкции отличается от первого тем, что на качающийся рычаг стенда не устанавливается груз, моделирующий постоянную составляющую нагрузки на виброизолятор, а испытания проводятся при воздействии на него только динамической составляющей, генерируемой эксцентриковой массой.

В большинстве случаев эксплуатационные воздействия на подрессориваемый объект носят импульсный характер. В период между предыдущим и последующим импульсными воздействиями подрессориваемый объект в течение некоторого времени совершает вызванные этим воздействием собственные колебания на подвеске. В течение этого периода в упругом элементе виброизолятора имеют место деформации растяжения-сжатия, которые в конечном итоге сказываются на ресурсе виброизолятора. Для того, чтобы обеспечить возможность воспроизведения в стендовых условиях как статической, так и динамической составляющих характерных для эксплуатации нагрузочных режимов, при которых динамическая составляющая представляет собой сумму вынужденных и собственных колебаний подрессориваемого объекта на подвеске, предложено техническое решение стенда для испытаний виброизоляторов в режиме вынужденных и собственных колебаний (рисунок 3.9).

Рисунок 3.9. Схема стенда для испытаний виброизоляторов 1 – рама стенда; 2, 6 – вертикальные стойки; 3 – ось качания; 4 – качающийся рычаг; 5 – груз; 7 – устройство регистрации деформаций; 8 – спусковое устройство; 9 – верхняя опора испытуемого виброизолятора; 10, 12 – опорные ножки; 11 – нижняя опора испытуемого виброизолятора; 13 – испытуемый виброизолятор; 14 – болты крепления рамы; 15 – диски груза; 16 – стягивающий болт; 17 – опора груза; 18 – отверстия для крепления опоры; 19 – гайка; 20 - основание; 21 – приводной электродвигатель; 22 – вал двигателя; 23 – компенсационная муфта; 24, 25 – подшипниковые опоры; 26 – вал; 27 – нагружающий кулачок; 28 – ролик; 29 – наклонная контактная площадка Испытания на стенде осуществляются следующим образом. При срабатывании спускового устройства 8 под действием веса груза 5 балка качающегося рычага поворачивается относительно оси качания 3 и через скрепленную с ней верхнюю опору 9 виброизолятора 13 нагружает виброизолятор (рисунок 3.9). Таким образом обеспечивается действие на виброизолятор статической составляющей нагрузки.

На конце вала 26 устанавливается нагружающий кулачок 27 с роликом 28 (рисунки 3.9 и 3.10). При испытаниях величина эксцентриситета оси ролика 28 относительно оси вращения нагружающего кулачка 27 определяет амплитуду импульсного нагружающего воздействия на испытуемый виброизолятор. Задается необходимая частота вращения вала электродвигателя 21 постоянного тока с регулируемой частотой вращения, определяющая частоту воспринимаемых испытуемым виброизолятором вынужденных колебаний нагрузки. Таким образом задаются параметры действующей на испытуемый виброизолятор динамической составляющей нагрузки. Приводным электродвигателем 21 нагружающий кулачок с роликом приводится во вращение. В начальный момент контакта ролика 28 с наклонной контактной площадкой 29 импульсное нагружающее воздействие на испытуемый виброизолятор равно нулю, в последний момент контакта – максимуму. В течение каждого оборота нагружающего кулачка после прекращения контакта ролика с наклонной контактной площадкой качающийся рычаг и груз, суммарная масса которых соответствует на стенде массе подрессориваемого объекта, совершают собственные колебания под действием силы упругости испытуемого виброизолятора.

Рисунок 3.10. Схема взаимодействия ролика с наклонной площадкой В заданном таким образом режиме осуществляются ресурсные испытания виброизолятора. На техническое решение стенда для испытаний виброизоляторов в режиме вынужденных и собственных колебаний получен патент РФ на полезную модель № 118056 [182].

3.1.2. Исследование упруго-демпфирующих свойств виброизоляторов Для подрессоривания кабин тракторов семейств ДТ и ВТ производства ВгТЗ используются виброизоляторы из эластомера, конструкция которых показана на рисунке 3.11.

Рисунок 3.11. Виброизолятор подвески кабин тракторов семейств ДТ и ВТ производства ВгТЗ Экспериментальное исследование упруго-демпфирующих свойств виброизоляторов при статическом нагружении выполнялось на стенде, схема которого показана на рисунке 3.12.

Рисунок 3.12. Схема для экспериментального исследования упруго-демпфирующих свойств 1 –качающийся рычаг; 2 – виброизолятор; 3 – ось качания; 4 – грузы; 5 – индикаторная головка Во время исследований осуществлялась ступенчатая нагрузка-разгрузка репрезентативной партии виброизоляторов в соответствии со схемой (рисунок 3.12) грузами весом по 40 Н. В качестве регистрирующего прибора использовалась индикаторная головка. Нагрузка-разгрузка каждого виброизолятора повторялась раз. Таким образом определялась статическая вертикальная (осевая) жесткость виброизоляторов.

Во время исследований виброизолятор устанавливался на стенд в соответствии со схемой, представленной на рисунке 3.13.

Рисунок 3.13. Схема установки виброизолятора на стенде:

1, 2 - верхний и нижний упругие элементы виброизолятора; 3 - нижняя опорная площадка;

(имитация кабины); 4 - болтовое соединение; 5 - рычаг стенда (имитация остова); 6 -болтовое соединение; 7 - опорный шарик В результате обработки результатов иcследования получены упругодемпфирующие характеристики виброизоляторов данного типа (рисунок 3.14) и зависимости их жесткости от величины деформации (рисунок 3.15).

На рисунке 14 точечной линией показана упругая характеристика самого жесткого виброизолятора партии, пунктирной линией – самого мягкого, сплошной линией – осредненная упругая характеристика виброизоляторов партии, а двойной тонкой линией – средняя за цикл нагрузка-разгрузка. Анализ этих характеристик свидетельствует о том, что максимальное отклонение деформации виброизоляторов при максимальной нагрузке составляет 30 % от средней величины для партии.

В рабочей области упругая характеристика виброизоляторов данного типа близка к линейной. Существенная нелинейность наблюдается только на участках начала нагрузки и конца разгрузки.

Рисунок 3.14. Упруго-демпфирующие характеристики виброизоляторов Рисунок 3.15. Зависимости осевой жесткости виброизоляторов от деформации Характеристики осевой жесткости виброизоляторов от деформации представлены на рисунке 3.15, точечной линией – самого жесткого, пунктирной – самого мягкого, сплошной – осредненная характеристика для партии. Отклонение жесткости от средней величины также составляет 30 %. Осредненная характеристика имеет участок, на котором жесткость уменьшается при увеличении деформации – это имеет место при деформациях в диапазоне от 0 до 0,65 мм. На следующем участке, от 0,65 до 1,95 мм, жесткость остается практически постоянной. При дальнейшем росте деформации от 1,95 до 2,60 мм наблюдается увеличение жесткости от 275000 до 490000 Н/м.

Таким образом, для данного типа виброизоляторов величина максимальной вертикальной (осевой) статической жесткости находится в диапазоне от 390000 до 540000 Н/м.

3.1.3. Исследование динамической жесткости Динамическую жесткость виброизолятора определяют по следующей зависимости [93]:

где P – амплитуда действующей на виброизолятор динамической силы;

S – амплитуда виброперемещения;

– сдвиг фаз между динамической силой и виброперемещением.

На стенде (рисунок 3.2) выполнена серия экспериментальных исследований динамической жесткости репрезентативной партии виброизоляторов. Исследования выполнялись при работе виброизоляторов в режиме свободных (затухающих) колебаний, которые получались в результате импульсного воздействия от веса груза при срабатывании спускового устройства. При исследовании каждого из них, в соответствии с выше приведенной формулой, записывалась осциллограмма процесса изменения действующей на виброизолятор динамической силы P и деформации S виброизолятора. На рисунке 3.16 приведена осредненная для репрезентативной партии виброизоляторов запись этих процессов.

В таблице 3.1 приведены значения динамической силы, деформации и рассчитанные по выше приведенной формуле значения динамической жесткости, определенные для амплитудных точек первых четырех циклов колебаний (рисунок 3.16). На рисунке 3.17 показан график изменения осредненной для партии динамической жесткости виброизоляторов от деформации.

Рисунок 3.16. Изменение усилия и деформации при затухающих колебаниях Рисунок 3.17. Изменение осредненной динамической жесткости от деформации Для расчета величины динамической жесткости в каждой из этих четырех точек определено значение cos. Угол определялся из отношения величины смещения (запаздывания) по времени амплитудных точек динамической силы P и деформации S на графике для каждого цикла колебаний. Его величина в градусах определялась из пропорции отношения времени запаздывания к времени полного цикла (360°) колебаний.

Таким образом, для данного типа виброизоляторов величина динамической жесткости находится в диапазоне от 308000 до 401000 Н/м.

3.2. Экспериментальные исследования колебаний 3.2.1. Оборудование и методика исследований Для анализа колебательных процессов, имеющих место в системах подрессоривания трактора в эксплуатации, выполнены экспериментальные исследования при использовании оборудования фирмы SVAN (рисунок 3.18). Во время исследований осуществлялась запись виброперемещений, виброскоростей и виброускорений выбранных объектов в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 3.19. При этом для записи колебаний двигателя, остова и кабины использовался однокоординатный датчик, при помощи которого записывались процессы изменения во времени вертикальных колебаний объектов, а для записи колебаний сиденья – трехкоординатный датчик, с помощью которого осуществлялась запись поперечно-угловых, продольно-угловых и вертикальных колебаний сиденья с оператором.

Запись каждого из процессов осуществлялась 5 раз на каждом режиме, впоследствии в результате статистической обработки получены осредненные характеристики колебательных процессов. На рисунке 3.20 для примера приведены спектры частот поперечных и продольных скоростей и ускорений сиденья во время стоянки трактора ДТ-120 с работающим двигателем, на рисунках 3. – 3.22 – вертикальных скорости и ускорения рамы и кабины, поперечных и продольных перемещений, скоростей и ускорений сиденья во время движения без крюковой нагрузки по ровной поверхности на 3 передаче. На тракторе установлены стандартные кабина и сиденье оператора тракторов семейств ДТ и ВТ со штатными системами подрессоривания.

Рисунок 3.18. Виброшумоизмерительное оборудование фирмы SVAN:

1 – регистрирующий прибор; 2 – однокоординатный датчик; 3 – трехкоординатный датчик 1 – на передних опорах двигателя; 2 – на задних опорах двигателя; 3 – на раме по поперечной оси сиденья; 4 – на полу кабины рядом с креплением сиденья; 5 – на сидении оператора Рисунок 3.20. Спектры частот колебаний сиденья во время стоянки с работающим двигателем Ускорение вертикальных перемещений рамы под кабиной Ускорение вертикальных перемещений пола кабины под сиденьем Рисунок 3.21. Спектры частот колебаний рамы и кабины при движении на 3 передаче без крюковой нагрузки м 0, 0, м/с 0, Скорость поперечных перемещений сиденья апоп, м/c Ускорение поперечных перемещений сиденья Рисунок 3.22. Спектры частот колебаний сиденья при движении на 3 передаче без крюковой нагрузки На плавность хода трактора и условия труда оператора оказывают влияние главным образом величины ускорений подрессориваемых масс, поэтому анализ виброзащитных свойств систем подрессоривания выполнен на основе анализа полученных графиков спектральной плотности ускорений.

В результате анализа спектральной плотности ускорений вертикальных перемещений двигателя, рамы, кабины и сиденья во время стоянки трактора с работающим двигателем установлено, что в диапазоне частот от 1 до 10 Гц ускорения вертикальных перемещений задних опор двигателя достигают величины 2,5 м/с2, а вертикальных перемещений кабины – 15 м/с2. На всех графиках (за исключением ускорений вертикальных перемещений сиденья) практически на одинаковой частоте имеется пик в середине диапазона частот от 100 до 1000 Гц. По данным многочисленных исследований [141, 250, 258, 264], а также собственных исследований (п. 3.1.2), штатные виброизоляторы подвески кабины обладают достаточными виброизолирующими свойствами в области средних и высоких частот нагружающих воздействий и недостаточными – в области низких частот, что подтверждается и результатами настоящих исследований. Так, пиковые вертикальные ускорения рамы в середине диапазона частот от 10 до 100 Гц в результате действия системы подрессоривания кабины уменьшаются примерно в 3 раза (от 0,47 до 0,16 м/с2), но при этом увеличиваются более чем в 2 раза пики в диапазоне от 100 до 1000 Гц. Колебания в этих диапазонах являются низкоамплитудными (максимальные перемещения пола кабины – 6,5 мм) и не представляют существенной опасности для здоровья оператора, но отрицательно сказываются на комфортных условиях его работы.

Пики в диапазоне частот от 10 до 100 Гц на графиках спектральной плотности ускорений поперечных и продольных перемещений сиденья обусловлены поперечными и продольными перемещениями сиденья вместе с кабиной при колебаниях остова на подвеске, так как направляющий параллелограммный механизм подвески сиденья является жестким в поперечном и продольном направлениях и обеспечивает перемещение сиденья на его подвеске только в вертикальном направлении.

Таким образом, результаты исследований свидетельствуют о том, что даже на стоянке трактора с работающим двигателем виброзащитные свойства систем подрессоривания кабины и сиденья оператора являются недостаточными, так как в диапазоне частот от 10 до 100 Гц они не обеспечивают защиту оператора от колебаний в поперечном и продольном направлениях с ускорениями до 0,4 м/с2, а в диапазоне от 1 до 10 Гц являются существенно недостаточными, так как не обеспечивают защиту от низкочастотных вертикальных колебаний, ускорения которых доходят до 1,5 g и в десятки раз превышают ускорения колебаний сиденья в поперечном и продольном направлениях.

При движении трактора на 3 передаче (примеры на рисунках 3.21 – 3.22) картина ускорений в низкочастотной области еще усугубляется. В диапазоне частот от 1 до 10 Гц появляются пики имеющих существенное значение (до 4 м/с 2) ускорений рамы, пола кабины, а также продольных и вертикальных перемещений сиденья оператора. Эти ускорения обусловлены возмущениями от перемотки звенчатой гусеницы (на 3 передаче их частота 10,7 Гц) и от угловых и вертикальных колебаний остова на подвеске (частота 1 – 3 Гц). Сиденье вместе с кабиной и остовом в диапазоне частот от 1 до 10 Гц совершает колебания в продольном направлении с существенным ускорением (до 4,5 м/с 2), и система подрессоривания кабины не обеспечивает защиту от этих колебаний. В этом же диапазоне частот сиденье с оператором совершает вертикальные колебания с ускорением до 5,5 м/с2, и от этих колебательных нагрузок не обеспечивает защиту совместная работа систем подрессоривания кабины и сиденья.

Таким образом, результаты экспериментальных исследований свидетельствуют о недостаточных виброзащитных свойствах штатных систем подрессоривания кабины и сиденья оператора как на стоянке трактора с работающим двигателем, так и во время движения, в особенности – при действии низкочастотных нагрузок.

3.2.3. Согласованность результатов с данными других авторов В монографии профессора Кузнецова Н.Г [124] приведены следующие экспериментально полученные графики изменения спектральной плотности крюкового усилия трактора семейства ДТ в составе машинно-тракторного агрегата на пахоте, культивации и севе (рисунок 3.23):

Рисунок 3.23. Спектральная плотность крюкового усилия: а – пахота; б - культивация; в – сев 1 – серийная навеска; 2 – опытная навеска с пневмогидравлическим упругим элементом В монографии указывается (с. 81), что спектральные плотности тяговых сопротивлений пахотного, культиваторного и посевного агрегатов с серийной навеской имеют пять ярко выраженных частот, на которых наблюдаются всплески в диапазоне от 0 до 35 Гц. Максимальное значение спектральной плотности имеет место в диапазоне частот от 3 до 3,5 Гц. Энергетический уровень спектральной плотности на этих частотах в 6 – 20 раз больше, чем в диапазонах остальных всплесков. Второй всплеск наблюдается в диапазоне 10 – 13 Гц, третий – в диапазоне 14 – 16 Гц, четвертый - в диапазоне 18 – 20 Гц, пятый - в диапазоне 28 – 32 Гц.

Спектральная плотность тягового сопротивления и спектральная плотность ускорений остова и кабины характеризуют разные, но взаимосвязанные колебательные процессы в динамической системе тракторного агрегата. Приведенные профессором Кузнецовым Н.Г. зависимости изменения спектральных плотностей тягового сопротивления достаточно хорошо согласуются с полученными автором и приведенными в предыдущем разделе зависимостями спектральных плотностей ускорений остова и кабины при движении трактора на 3 и 7 передачах. Так, на полученных автором графиках изменения спектральной плотности ускорений вертикальных перемещений остова и кабины, а также продольных и вертикальных перемещений сиденья наибольшие всплески наблюдаются в диапазоне частот от 0 до 10-12 Гц. Имеют место также всплески спектральной плотности вертикальных ускорений остова и рамы, продольных и вертикальных перемещений сиденья в диапазонах 18 – 20 Гц, 32 – 35 Гц, согласующиеся с диапазонами, полученными профессором Кузнецовым Н.Г (рисунок 3.23).

В посвященной исследованию колебаний и прочности кабин тракторов семейства ДТ диссертации Косова О.Д. [121, с. 67] приведен следующий график:

Рисунок 3.24. Обобщенные спектры вертикальных:

На странице 71 той же диссертации приведены графики спектральной и нормированной плотности ускорений рамы трактора под опорами кабины (рисунок 3.25) и функции распределения ускорений вертикальных колебаний рамы трактора (рисунок 3.26).

Рисунок 3.25. Спектральная G и нормированная G* плотности Рисунок 3.26. Функция распределения ускорений вертикальных колебаний рамы трактора Автором установлено [121, с. 68 и рисунок 3.24], что «наибольшие низкочастотные колебания рамы трактора наблюдаются в области 2 – 6 Гц при движении трактора на пахоте, максимальные высокочастотные колебания в области 40 – 80 Гц формируются при движении по дороге.»

Анализируя представленные на рисунке 3.25 спектральные плотности ускорений рамы трактора, автор утверждает, что «практически вся энергия колебаний по ускорению сосредоточена в области собственных частот колебаний трактора на подвеске 2 – 4 Гц и в области частот 40 – 80 Гц, формируемых силами инерции второго порядка двигателя.» Об этом же свидетельствует приведенная на рисунке 3.26 функция распределения ускорений вертикальных колебаний рамы, которая дает представление о вероятности их появления. Таким образом, подтверждается полученная в п. 3.2.2 информация о том, что со стороны рамы трактора в диапазоне частот 1 – 10 Гц на кабину действуют вертикальные вибронагрузки с высокими амплитудами, скоростями и ускорениями. Получены высокие значения виброускорений также на частоте ~40 Гц.