автореферат диссертации по информатике, вычислительной технике и управлению, 05.13.12, диссертация на тему:Методика автоматизированного проектирования низкочастотного торсионного подвешивания кресел операторов транспортно-технологических машин

На правах рукописи

МЕТОДИКА АВТОМАТИЗИРОВ АННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ

НИЗКОЧАСТОТНОГО ТОРСИОННОГО ПОДВЕШИВАНИЯ КРЕСЕЛ ОПЕРАТОРОВ ТРАНСПОРТНО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ

МАШИН

Специальность 05.13.12 - Системы автоматизации проектирования (в промышленности).

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Тверь 2004

Работа выполнена в Тверском государственном техническом университете

Научный руководитель доктор технических наук, профессор

Резников И.Г.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

H.H. Филатова

кандидат технических наук, доцент И.Б. Лебеденко

Ведущее предприятие ЗАО "Научная организация. Тверской

институт вагоностроения"

Защита состоится на заседании

специализированного совета Д 212.262.04 Тверского государственного технического университета.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Тверского государственного технического университета.

Автореферат разослан февраля 2004 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета

А. В. Жгутов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В рамках системы человек-машина можно выделить область, где оператор стал заложником конструкторских решений, принимаемых в отрыве от требований эргономики. Примером тому может служить ряд строительно-дорожных и горных машин, у которых рабочее место ограничено минимальным объемом кабины, где к тому же размещено оборудование, не связанное ни с обеспечением безопасности, ни с системой управления. В результате, нарушаются требования ГОСТ Р ИСО 3411-99 и не остается места для размещения виброзащитного оборудования. И если работоспособность машин получает дальнейшее развитие в первую очередь за счет повышения энерговооруженности, то условия работы оператора не улучшаются. В результате чего, вибрационная патология по-прежнему занимает одно из первых мест среди профессиональных заболеваний, поражая наиболее квалифицированных рабочих с большим стажем работы. О положении дел свидетельствуют уровни общей вибрации ряда машин.

Поэтому, создание низкочастотных, компактных виброзащитных кресел является актуальной задачей.

В настоящее время, из-за большого разнообразия машин различного назначения (горные, строительно-дорожные, путевые, сельскохозяйственные и др.) перечень требований, предъявляемых к виброзащитным подвесам, значительно расширен. Что делает задачу создания универсальной конструкции подвеса трудоемкой.

Энергоемкость и значительное демпфирование канатных виброизоляторов, высокая несущая способность торсионного подвешивания и наличие гибких связей, способно обеспечить независимое положение упруго-демпфирущего элемента в подвесе, что дает большую свободу выбора конструктивных видов и возможность создания эффективной виброзащитной системы.

Разработкой канатных виброзащитных систем занимается широкий ряд организаций (Loggers (Германия), "SST" (США), Томский ГТУ, Новосибирский ЭТИ, Донбасский ГМИ (Украина), ТГТУ (Тверь), НПЦ "Инфотранс" (Самара) и др.) и ученых (Ведерников Н.И., Горбунов В.Ф., Ильинский B.C., Карпушин В.Б., Резников И.Г., Савенко В.Ю., Синев А.В.) как у нас в стране, так и за рубежом. Несмотря на это, даже статический расчет канатных виброизоляторов является трудной задачей и опирается на большое число эмпирических зависимостей.

Применение метода конечных элементов к задачам расчета канатных виброизоляторов может существенно ускорить получение необходимых характеристик на стадии проектирования и главным сдерживающим фактором является отсутствие методик использования МКЭ применительно к канатным системам виброзащиты.

Цель и задачи исследования. Целью данной работы является

разработка методического и программного.__-обеспеч^Ш для

автоматизированного проектирования

сидений операторов машин на основе синтеза канатного торсиона и корректора жесткости удовлетворяющей требованиям транспортно-технологической вибрации для максимально широкою ряда машин, а также разработка универсальной методики расчета канатного торсиона при произвольном нагружении.

В соответствии с указанной целью определены следующие задачи исследований:

1. Разработка и обоснование конструктивного вида виброзащитного канатного торсиона с корректировкой жесткости в районе рабочего хода подвеса.

2. Создание конечно-элементной модели канатного торсиона с корректором жесткости с учетом физико-механических характеристик канатов.

3. Создание математической модели торсионного подвеса и анализ влияния различных конструктивных параметров на его виброзащитные свойства.

4. Разработка методики и комплекса программных средств для автоматизированного проектирования канатного торсиона, по заданным ограничениям, произвольной нагрузке и различных по типу канатов.

5. Апробация методик автоматизированного проектирования:

а) разработка и обоснование конструктивного вида виброзащитного торсионного подвеса.

б) осуществление натурных испытаний.

Методы исследований. В работе использованы методы моделирования, основанные на хорошо изученных процессах строительной механики и динамики машин, нелинейной теории колебаний, математической статистики, а также применены современные методы и средства спектрального анализа вибрационных процессов, методы проектирования баз данных, методы структурного, объектно-ориентированного программирования.

Адекватность разработанных математических моделей оценивалась путем сравнительного анализа результатов моделирования с опытными данными.

Научная новизна полученных результатов, которые выносятся на защиту:

1. Проведены исследования объекта проецирования путем анализа упруго-демпфирующих характеристик канатного торсиона в сочетании с корректором жесткости с целью удовлетворения требованиям подвеса.

2. Разработана методика, которая позволяет рассмотреть общий случай постановки задачи расчета канатного торсиона при произвольном нагружении.

3. Разработаны базы данных для расчета канатных виброизоляторов и торсионов произвольной конструкции.

4. Получена математическая модель системы подвес-торсион для определения динамических характеристик при наличии вынужденных колебаний.

Практическая ценность работы.

1. Методики позволяют на стадии проектирования' определять основные параметры канатных торсионов, применительно к конкретной виброзащитной системе.

2. Программное обеспечение для реализации указанных методик.

3. Конструкция виброзащитной подвески снижающая уровни вибрации до требований санитарных норм.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на международной конференции "Высокие технологии в экологии" (Воронеж 2001 г., 2002 г.). "Неделя горняка" (Москва 2001 г., Москва 2002 г.), на совместном заседании кафедр АТПП, СДМ, ТМТГТУ (2003 г.).

Связь работы с научными программами, целями и темами. Диссертационная работа выполнена в соответствии с научным направлением кафедры "строительные, дорожные машины и оборудование" ТГТУ, и хоздоговорной тематикой с АО АвтоВАЗ в рамках аспирантского плана.

Публикации.. Основные положения и результаты диссертации опубликованы в 5 научных работах, в том числе: 2 - в специализированных научно-технических журналах, 3 - в сборниках материалов конференций.

Структура диссертации состоит из введения, пяти глав, выводов, приложений и списка использованных источников. Работа изложена на 153 страницах машинописного текста, содержит 69 рисунков, 9 таблиц, перечень ссылок из 132 наименований и 8 приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, дается ее краткая характеристика, приведены основные положения, которые определяют научное и практическое значение работы.

В первой главе обосновывается актуальность проблемы исследования, проведен анализ современных тенденций развития низкочастотных подвесов, приведены требования, предъявляемые к виброзащитным подвесам операторов машин. Их основные положения отражены в виде дерева целей, что позволило выделить необходимые показатели качества, выявить возможные технические и физические противоречия. Например:

- с точки зрения эргономичности, массу подвеса следует уменьшать, а с точки зрения вибрационной безопасности, массу подвижных элементов подвеса следует напротив - увеличить;

- несущая способность, определяемая жесткостью подвеса, должна соответствовать диапазону масс оператора. Но в рабочей зоне значение жесткости должно быть квазинулевым.

Проведен анализ существующих методик расчета упругих характеристик виброизоляторов и торсионов (Алабужев П.М., Бернштейн С.А., Ведерников Н.И., Горбунов В.Ф., Ильинский B.C., Карцушин В.Б., Резников И.Г., Савенко В.Ю. и др.). Показано, что даже статический расчет канатных виброизоляторов является трудной задачей и опирается на большое число

эмпирических зависимостей. Основным недостатком указанных методов является необходимость индивидуального подхода к решению каждой отдельно взятой задаче. В этом случае приходится заново составлять дифференциальные уравнения, определять начальные и граничные условия, искать пути и способы их решения.

На основании чего сделан вывод о наибольшей целесообразности использования для расчета метода конечных элементов (МКЭ).

Вторая глава посвящена разработке конечно-элементной модели канатного торсиона. Выделены конструктивные параметры, которые наиболее сильно влияют на его силовую характеристику. На основе их анализа предложен механизм корректировки жесткости виброизолятора в виде профилированного кулачка рис. 1. При этом силовая характеристика торсиона обладает явно выраженным участком пониженной жесткости рис. 2, а изменяя первоначальный угол наклона оси симметрии кулачка к горизонтали можно получить ряд характеристик для различных масс оператора рис. 3.

6 7 8

1 2 3 4 5

Рис. 1. Торсион низкочастотный: 1 - стойка опорная; 2 - кулачек; 3 - диск концевой; 4 - элемент упругий; 5-ось неподвижная; 6-элемент фиксирующий; 7-диск неопорный; 8-диск неподвижный; 9-пружина; 10-связь гибкая

Упругодемпфирующая характеристика канатного торсиона определялась МКЭ в расчетной среде ANSYS. Построение КЭ модели (рис. 4) проводилось при помощи встроенного языка параметрического конструирования ANSYS. Контактное взаимодействие между отрезками каната, моделировалось трехмерными контактными элементами ^^^49. Нагружение и расчет проводилось до момента касания упругих элементов друг друга. Этому моменту соответствует резкое увеличение усилия на диаграмме рис 2. Боковые площадки торсиона моделировались пластинчатыми конечными элементами shel!63. Отрезки каната моделировались балочными конечными элементами с шестью степенями свободы Ьеаш44 и разбивались на 17 конечных элементов каждый. Физико-механические характеристики балочных («1^, Ек, вк, .1к) элементов соответствуют физико-механическим свойствам каната. Их определение у каната затруднено, поскольку он обладает сильно

выраженными реономными свойствами, поэтому определяются они экспериментально на специальных установках.

Разгрузочная ветвь силовой характеристики торсиона определялась соотношением:

Р(ЛЬ)р=(1-л)-Р(ДЬ)Н)

где т) - относительная величина силы неупругого сопротивления; Р(ЛЬ)„ -нагрузочная ветвь силовой характеристики. Эти ветви образуют гистерезисную диаграмму, показанную на рис. 3.

Получить амплитудо-частотные характеристики канатного торсиона можно используя микро- или макро- математическую модель виброизолятора, в зависимости от требуемых расчетов.

В первом случае, непосредственно в расчетной среде Л№У8 решается динамическое уравнение равновесия всего ансамбля элементов и узлов вида:

где - глобальные векторы перемещений и внешних сил,

соответствующие произвольному моменту времени 1; М, О, С

глобальные матрицы масс, демпфирования и жесткости. В этом случае используется та же конечно-элементная модель, что и для получения упругой характеристики. При этом, одновременно с амплитудо-частотными характеристиками, вычисляются напряжения и деформации, возникающие в каждом элементе модели.

Второй способ расчета основан на представлении торсиона в виде обобщенной модели, которая описывается уравнением:

шЧ+Ьс1 + Р(Ч) = Р(1), (1)

где т - инерционный коэффициент; Р(д) - упругая восстанавливающая сила определяемая из упругой характеристики путем аппроксимации полиноминальной зависимостью; Б^) - возмущающее воздействие, которое может представлять собой в зависимости от условий работы виброизолятора гармоническую функцию, полигармоническую функцию, сеточную функцию, или функцию импульса; Ь-коэффициент вязкого трения, может быть определен по формуле из условия, что известна статическая характеристика:

где гР~\У/П - коэффициент поглощения; W - необратимо поглощенная за цикл энергия; П - максимальное значение потенциальной энергии, определяемое из положения статического равновесия. Он позволяет получить амплитудо-частотные характеристики канатного торсиона со знчительно меньшими затратами времени и вычислительных мощностей, чем при использовании конечно-элементной модели.

Анализ существующих типов канатных виброизоляторов позволил создать базу данных их параметрических примитивов. На основе менее десятка примитивов (рис. 5) возможно образование практически всех известных конструктивных видов канатных виброизоляторов. В базе данных, параметрические примитивы имеют две основные формы представления: в виде твердотельной модели, формата файлов системы Л№У8 и в виде

управляющего скрипт файла, который генерирует модель непосредственно в среде Л№У8 при помощи встроенного языка программирования. Выбор той или иной формы зависит от конкретных условий разработки. Скриптовое представление более гибкое и компактное, однако, часть времени тратится на синтаксический разбор языковой конструкции.

Рис. 5 Примеры параметрических примитивов виброизоляторов Определение физико-механических свойств каната затруднено, поскольку он обладает сильно выраженными реономными свойствами, поэтому эти характеристики определялись экспериментально на специальных установках. Результаты измерений занесены в БД физико-механических характеристик отрезков канатов.

Созданные БД позволяют провести расчеты произвольных типов виброизоляторов, однако процесс проектирования в системе Л№У8 достаточно сложен и трудоемок. Поэтому, для разрешения этих трудностей была разработана специализированная методика для АП канатного торсиона

В третьей главе описана методика автоматизированного подбора параметров канатного торсиона.

Целью проектирования является разработка устройства, удовлетворяющего санитарным нормам в спектральных полосах для транспортно-технологической вибрации. Наиболее сложным является удовлетворить требования для октавной полосы со среднегеометрическим значением частоты 2 Гц. Для выполнения этого условия, собственная частота колебаний виброизолятора должна составлять приблизительно 1 Гц.

Выбор наилучшего технического решения достигается путем перебора значений проектных переменных в заданных диапазонах.

Блок схема использования методики расчета канатного торсиона с компенсатором жесткости приведена на рис. 6.

Пункты 1-3 блок схемы определяются нормативной документацией и служат отправной точкой для расчета виброизолятора.

Реализация последующих пунктов блок схемы (4-7) осуществлена при помощи ряда программных средств, управление которыми сведено в единую программу, имеющую доступный графический интерфейс (рис. 9).

Подбор рациональных параметров кулачка (пункт 4) осуществляется симплекс методом, при этом жесткость торсиона с кулачком определяется уравнением:

к-р-0

-^-(Я + г)зт(фо -ф))-*гтп;к>0,

ф0 - агссоя(--)

Я

Я + г

где Р - усилие, передаваемое на торсион; ф - угол поворота торсиона; R - радиус основной шайбы; г - дополнительный радиус; фо - начальный угол поворота оси симметрии кулачка к горизонтали. Оптимизируемыми параметрами являются радиус основной шайбы (R), дополнительный радиус (г) и начальный угол поворота оси симметрии кулачка к горизонтали (ф0). На следующем этапе, управляющая программа формирует параметрическую модель торсиона в виде командного скрипт файла системы ANSYS, куда входит информация о требуемой жесткости торсиона, габаритных ограничениях и прикладываемых нагрузках. Из базы данных геометрических примитивов (рис. 7,8) в скрипт файл заносится информация о геометрии модели торсиона в параметрическом виде, а из базы данных физико-механических свойств канатов добавляются характеристики материала каната. Далее, полученный скрипт файл передается вычислительному блоку системы ANSYS с целью проведения расчетов (пункты 5,6), где сначала генерируется геометрическая модель, а затем происходит ее разбиение на- конечные элементы. Под расчетами понимается получение упругих и амплитудо-частотных характеристик канатного виброизолятора.

Выбор рационального варианта допустимых значений параметров осуществляется из условия минимума эквивалентных напряжений в элементах виброизолятора. Оптимизируемыми параметрами являются: радиус заделки упругих элементов, длина рабочих элементов, количество рабочих элементов, количество каскадов торсиона, физико-механические характеристики упругих элементов. Для решения задачи используется градиентный метод.

Результаты расчета сравниваются с нормативными характеристиками. При удовлетворительных результатах управляющая программа вычисляет долговечность торсиона методами сопротивления материалов и передает геометрическую модель виброизолятора в CAD систему SolidWorks для формирования конструкторской документации.

Рис. 6 Блок схема использования методики расчета канатного торсиона с компенсатором жесткости.

Четвертая глава посвящена разработке математической модели виброзащитного подвеса, на котором установлен канатный торсион.

Дан анализ основным типам применяемых в настоящее время схем подвесов. Показано, что наиболее существенное влияние на виброзащитные характеристики подвеса оказывает тип используемого упруго-демпфирующего элемента, а наиболее целесообразным является использование схемы подвеса типа "Нюренбергские ножницы".

Возможные варианты установки торсиона на подвес кресла, в качестве упругого элемента можно разделить на схемы, где торсион размещен внутри пространства подвеса и вне его. При этом большинство вариантов обладает схожими недостатками — это малый угол закрутки торсиона, что ведет к необходимости повышения его жесткости, большая величина силы натяжения гибкой связи и дополнительные ограничения по динамическому ходу при внутренней схеме расположения торсиона. При внешнем же расположении торсиона возможно получить значительно больший его угол закрутки,

уменьшить силы натяжения гибких связей и устранить ограничения по динамическому ходу при этом возможно установить торсион в любой точке кабины.

"7777777777777777777777777"

Рис. 7. Расчетная схема подвеса. 1 - основание кресла; 2 - подкосы; 3 - торсион;

4,5 - блоки

Для этого варианта компоновочной схемы (рис. 7) было составлено уравнение движения при наличии вынужденных колебаний (2). При наличии случайных возмущений, последние аппроксимируются полигармонической моделью, для среднегеометрических частот coi в октавных полосах. Введенные обозначения представлены в табл. 1.

[m + F(x)]- х + R(x) • х +

21 da 1 dO(x) 2

1 аФ(х) 2

•х+---—*х '

41 dx

. R(x)-x,-Р + Ф(х)-х, _[m2-F(x)]-x,

, где F(x) - (tg(a) + sin((J))2 • f \+I±] + tg2 (0) • Ц- + '2C-

\R г2) r2 2-1 -eos (a)

характеризующая инерционные свойства подвеса; Ml

R(x)-

2 2 tg2

2l*tg (a)+—=—--+ Ц4- g

l2 - cos2 (a)

(«) .(>3 , HsV r2 U2 r2J

(tg(a) + sin(p))¿

(2)

функция, функция,

характеризующая диссипативные свойства подвеса;

—• (tg(a) + sin(p))2 + с • (2 tg(a) + sin(p))2) - функция, характеризующая R

Ф(х).

упругие свойства подвеса; х+ sm(aj)

tg(a).

■/l-(x + si

; sin(P)-

а-2-l-x

sin(a0))

cos2(a)-l-(x+sin(a0))2; ; a-n0+r + R;

+ (a - 2 • I • X)2 ' " геометрические соотношения.

Таблица 1

№ Обозначение Наименование

1 По разность высот осей 3-его и 4-ого тел в положении статического равновесия

2 К. радиус блоков 4 и 5

3 ш расстояние по горизонтали между осями 3-его и 4-ого тел

4 21 длина подкосов 1

5 а0, Ро значения углов в положении равновесия

6 с, к коэффициенты жесткости эквивалентной пружины и торсиона

8 моменты инерции - подкоса (тела 2), торсиона, блоков 4 и 5

11 И, Ць и>2, Из, К Мб Коэффициенты трения в опорах А и Д, в осях В и С, шарнире Е,) в оси торсиона, в осях блоков 4 и 5

Уравнение (2) решалось численно, в среде MathCad методом Рунге-Кутта. Анализируя его решение, было выявлено влияние различных параметров подвеса на его виброзащитные свойства. Все зависимости получены путем многократного решения при различных значениях величин, указанных в таблице 1.

На основании анализа численного решения уравнения можно сформулировать следующие выводы:

1. Наибольшее влияние на ац> имеют параметры жесткости торсиона в положении статического равновесия, регулировочной пружины, коэффициента вязкого трения торсиона, величины угла наклона подкоса.

2. Уменьшение собственной частоты ОЦ) способствует расширению эффективного диапазона гашения • вибрации и может быть получено при значениях: к*5 н-м/рад, с«2500 н/м. Изменение величины моментов инерции подкосов, длины подкосов, угла их наклона, в пределах конструктивных ограничений, накладываемых на конструкцию, не оказывает существенного влияния на значение периода свободных колебаний виброзащитного подвеса.

3. Корректировка жесткости позволяет добиться снижения уровня общей вибрации до значений допускаемых санитарными нормами (табл. 2).

Выдача результатов расчета представлена в виде линейчатых спектров вибрации подвешенной части сидения и для ряда машин теоретические результаты приведены в таблице 2. Верхний ряд чисел (для каждой машины) соответствует измеренным уровням виброскоросги на основании подвеса, нижний ряд расчетным значениям на каркасе сидения. Затемнены значения превышающие требования санитарных норм.

Таблица 2

Эффективность разработанной конструкции в машинах различного назначения

Машина Категория • вибрации по санитарным нормам Уровни колебательной скорости дБ для октавных полос частот Гц

2 4 8 16 31,5 63

Допустимое значение по ГОСТ 12.1.012.9 Транспортно-технологическая (ТТ) 117 106 102 101 101 101

Электропогр узчик ТТ 101 95

108 106 93 91 92 97

Трактор ДТ-75 ТТ И&5 Щь 96 94 91

112 111 96 95 96 101

Виброкаток ДУ-111 ТТ ■1Ш > шк

112 103 96 99 97 99

Пятая глава посвящена экспериментальному исследованию канатного торсиона. Экспериментальное исследование проводилось с целью проверки адекватности математических моделей, описывающих систему торсион-подвес, а так же с целью выявления возможных недостатков подвеса, не учтенных теоретической моделью.

Анализ спектров возмущения и отклика показал, что собственная частота колебаний торсионного подвеса действительно составляет 1.5-2 Гц, а более чем десятикратное уменьшение уровня дисперсии говорит о эффективном снижении колебательной энергии.

Проверка адекватности математических моделей системы торсион-подвес с помощью критерия Фишера подтвердила соответствие полученных зависимостей экспериментальным данным.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

В диссертационной работе получено новое решение актуальной научно-технической задачи, заключающейся в разработке методического и программного обеспечения для автоматизированного проектирования и создания низкочастотного торсионного подвеса виброзащитного кресла на основе раскрытия закономерностей, имеющих место при взаимодействии отрезков каната, кулачкового корректора жесткости, пружин и тяг опорно-стабилизирующего механизма типа "ножницы" и обоснование параметров упругодемпфирующих элементов в зависимости от массы оператора и эффективности.

Реализация рекомендаций диссертационной работы позволила создать виброзащитный подвес сидения оператора машин, отвечающего санитарным нормам по ГОСТ 12.1.012.90 для машин различного назначения.

Основные результаты данной работы формулируются в следующих

положениях:

1. Анализ требований, накладываемых, на виброзащитный подвес, позволил выявить, ряд технических противоречий, возникающих при его проектировании, что потребовало нахождения новых конструкторских решений - использования торсионных канатных виброизоляторов с корректором жесткости.

2. Разработан конструктивный вид виброзащитного канатного торсиона с корректором жесткости, позволяющий получить требуемую силовую характеристику:

3. Создана конечно-элементная модель канатного торсиона с учетом физико-механических характеристик канатов, которая позволяет без физического моделирования оценить характеристики проектируемого устройства.

4. Разработан конструктивный вид и математическая модель виброзащитного подвеса, на основании которой проведен анализ влияния различных конструктивных параметров подвеса на его виброзащитные свойства.

5. Разработана методика и комплекс программных средств для проектирования канатного торсиона по заданным ограничениям и произвольной нагрузке.

6. Проведены натурные испытания, доказавшие адекватность математических моделей и эффективность методик.

Общая схема АП системы торсион-подвес приведена на рис. 8.

На основе проведенных исследований и технических разработок созданы

виброзащитные подвесы, которые прошли промышленные испытания и

подтвердили эффективность внедрения.

Рис. 8. Общая схема АП системы торсион-подвес

1А

СУБД РЛЯАРОХ

ЕД

параметрических примитивов

БД

параметрических моделей

БД фи то ко-механических характеристик канатов

Нормативная БД обшей вибрации

Исходные данные

Управляющая программа (Взаимодействие между программными приложениями. Создание параметрических моделей виброизоляторв. Визуальная среда контроля процесса АП)

Данные | для } расчетов |

[Исходные данные

для разработки : конструкторской [.....до^ментации^ ]

ЗОЦ^СЖКБ

(Разработка КД)

Результаты расчетов ]

НЕ...........

Пв^'^ичёская! I Рациональные

I....

модель. Данные для расчетов

; I

МАТНСАО

(Расчет динамических характеристик системы торсион-подвес)

параметры „я ; модели.

| 1 Результаты ---------* расчетов

АИБУБ

(Построение трехмерной параметрической модели торсиона. Расчет статических и динамических характеристик торсиона; оценка долговечности торсиона)

Рис. 9. Структура программного комплекса методики расчета системы канатный торсион - подвес

Основные результаты диссертации изложены в следующих работах:

1. Гордиенко Б.А., Маслеников Д.Г., Резников И.Г. Динамические свойства конструктивных элементов виброзащитного кресла. Труды 4-ой международной конференции "Высокие технологии в экологии": Воронеж, ВОРЭА, 2001: с. 138-141.

2. Гордиенко Б.А., Корнев Д.Г., Маслеников Д.Г., Резников И.Г. Канатная Виброзащитная система трубопроводов компрессорного цеха. Труды 5-ой международной конференции "Высокие технологии в экологии": Воронеж, ВОРЭА, 2002: с. 9498.

3. Гордиенко Б.А. О применимости метода конечных элементов к расчету стержневых канатных виброизоляторов. // Вестник Тверского государственного технического университета: Научный журнал. Тверь: ТГТУ, 2003. - №2/ - с.49-51.

4. Гордиенко Б.А. Численное исследование динамических свойств торсионного подвеса. // Неделя горняка: Горный информационно-аналитический бюллетень. М: Московский государственный горный университет, 2003. - №9. - с. 172-174.

5. Гордиенко Б.А. Методика автоматизированного расчета канатных виброизоляторов. // Объединенный научный журнал. М: Тезарус, 2004.- №5.

Подписано в печать 20.02.04 Объем 1,25 печ. л. Тираж 100 экз. Заказ № 35 Тверь, 170026, наб. А. Никитина, 22 Типография ТГТУ

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА

1.1 Основные требования, предъявляемые к подвескам виброзащитных сидений

1.2 Основные параметры и характеристики упругих подвесов.

1.3 Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью и их конструктивные особенности.

1.4 Обзор существующих типов виброзащитных подвесов и применяемых в них упругих элементов.

1.5 Существующие конструкции торсионных подвесов.

1.6 Материалы, применяемые для изготовления упругих элементов торсиона.

1.7 Методы расчета торсионных подвесов.

1.8 Обзор существующих методик расчета канатных виброизоляторов

1.9 Выводы и задачи исследования.

2. РАЗРАБОТКА КОНЕЧНО-ЭЛЕМЕНТНОЙ МОДЕЛИ

ТОРСИОНА

2.1 Выбор механизма корректировки жесткости подвеса.

2.2 Конструктивные особенности низкочастотного торсиона.

2.3 Конечно-элементная модель торсиона для определения его статических характеристик.

2.4 Математическая модель торсиона для определения его динамических характеристик.

3. МЕТОДИКА АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПОДБОРА ПАРАМЕТРОВ ТОРСИОНА

3.1 Общие положения.

3.2 Определение рациональных параметров компенсатора жесткости торсиона.

3.3 Определение конструктивных параметров торсиона для получения требуемой жесткости.

3.4 Получение амплитудо-частотных характеристик торсиона.

3.5. Оценка долговечности канатного торсиона

3.6 Блок схема схема использования методики расчета канатного торсиона с компенсатором жесткости.

3.7 Методики автоматизированного расчета канатных виброизоляторов

4. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ТОРСИОННОГО ПОДВЕСА

4.1 Выбор опорного варианта виброзащитного подвеса.

4.2 Конструктивные особенности виброзащитного подвеса.

4.3 Статический расчет подвеса вибразащитного кресла.

4.4 Вывод уравнения движения подвеса виброзащитного кресла при наличии вынужденных колебаний основания.

4.5 Решение уравнения движения подвеса виброзащитного кресла при наличии вынужденных колебаний основания.

4.6 Влияние различных параметров подвеса на виброзащитные свойства подвеса.

5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ТОРСИОННОГО ПОДВЕСА

5.1 Аппаратура, используемая при измерении. ^ ^

5.2 Общая методика проведения измерений с помощью крейтовой системы.

5.3 Определение упругой характеристики торсиона и виброзащитного подвеса.

5.4 Определение амплитудо-частотной характеристики торсиона и виброзащитного подвеса.

Актуальность темы. В рамках системы человек-машина можно выделить область, где оператор стал заложником конструкторских решений, принимаемых в отрыве от требований эргономики. Примером тому может служить ряд строительно-дорожных и горных машин, у которых рабочее место ограничено минимальным объемом кабины, где к тому же размещено оборудование, не связанное ни с обеспечением безопасности, ни с системой управления. В результате, нарушаются требования ГОСТ Р ИСО 3411-99 и не остается места для размещения виброзащитного оборудования. И если работоспособность машин получает дальнейшее развитие в первую очередь за счет повышения энерговооруженности, то условия работы оператора не улучшаются [56]. В результате чего, вибрационная патология по-прежнему занимает одно из первых мест среди профессиональных заболеваний, поражая наиболее квалифицированных рабочих с большим стажем работы [71]. О положении дел свидетельствуют уровни общей вибрации ряда машин.

Поэтому, создание низкочастотных, компактных виброзащитных кресел является актуальной задачей.

В настоящее время, из-за большого разнообразия машин различного назначения (горные, строительно-дорожные, путевые, сельскохозяйственные и др.) перечень требований, предъявляемых к виброзащитным подвесам, значительно расширен. Что делает задачу создания универсальной конструкции подвеса трудоемкой.

Энергоемкость и значительное демпфирование канатных виброизоляторов, высокая несущая способность торсионного подвешивания и наличие гибких связей, способно обеспечить независимое положение упруго-демпфирущего элемента в подвесе, что дает большую свободу выбора конструктивных видов и возможность создания эффективной виброзащитной системы.

Разработкой канатных виброзащитных систем занимается широкий ряд организаций (Loggers (Германия), "SST" (США), Томск, Новосибирск, Алчевск (Украина), ТГТУ (Тверь)) и ученых (Ведерников Н.И., Горбунов В.Ф., Ильинский B.C., Карпушин В.Б., Резников И.Г., Синев Н.И.) как у нас в стране, так и за рубежом. Несмотря на это, даже статический расчет канатных виброизоляторов является трудной задачей и опирается на большое число эмпирических зависимостей.

Применение метода конечных элементов к задачам расчета канатных виброизоляторов может существенно ускорить получение необходимых характеристик на стадии проектирования и главным сдерживающим фактором является отсутствие методик использования МКЭ применительно к канатным системам виброзащиты.

Цель и задачи исследования. Целью данной работы является разработка методического и программного обеспечения для автоматизированного проектирования и создания виброзащитной подвески сидений операторов машин на основе синтеза канатного торсиона и корректора жесткости удовлетворяющей требованиям транспортно-технологической вибрации для максимально широкого ряда машин, а также разработка универсальной методики расчета канатного торсиона при произвольном нагружении.

Для достижения указанной цели поставлены и решались следующие задачи:

- выделение и систематизация основных требований, предъявляемых к виброзащитным подвесам операторов машин, для выявления технических и физических противоречий;

- выбор и обоснование необходимой силовой характеристики виброзащитного подвеса;

- разработка и обоснование конструктивного вида виброзащитного канатного торсиона с корректором жесткости;

- создание конечно-элементной модели канатного торсиона с корректором жесткости с целью определения его оптимальных параметров;

- разработка и обоснование конструктивного вида виброзащитного торсионного подвеса;

- создание математической модели торсионного подвеса и анализ влияния различных конструктивных параметров на его виброзащитные свойства;

- разработка методики и комплекса прграммных средств для проектирования канатного торсиона по заданным ограничениям и произвольной нагрузке.

Идея работы состоит в сочетании положительных сторон торсионного подвешивания и канатных виброизоляторов, обладающих значительным демпфированием применительно к проектированию виброзащитных подвесов.

Методы исследований. В работе использованы методы моделирования, основанные на хорошо изученных процессах строительной механики и динамики машин, нелинейной теории колебаний, математической статистики, а также применены современные методы и средства спектрального анализа вибрационных процессов, методы проектирования баз данных, методы структурного, объектно-ориентированного программирования. Адекватность разработанных математических моделей оценивалась путем сравнительного анализа результатов моделирования с опытными данными.

Научная новизна полученных результатов, которые выносятся на защиту:

1. Проведены исследования объекта проектирования путем анализа упруго-демпфирующих характеристик канатного торсиона в сочетании с корректором жесткости с целью удовлетворения требованиям подвеса.

2. Разработана методика, которая позволяет рассмотреть общий случай постановки задачи расчета канатного торсиона при произвольном нагружении.

3. Разработаны базы данных для расчета канатных виброизоляторов и торсионов произвольной конструкции.

4. Получена математическая модель системы подвес-торсион для определения динамических характеристик при наличии вынужденных колебаний.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций, сформулированных в диссертации, подтверждаются: использованием современных численных методов исследования, а также методов экспериментальных исследований и научного анализа экспериментальных данных; достаточностью для решения поставленных задач объема материала, полученного при натурном и вычислительном экспериментов; применением апробированных методов расчета: метода конечных элементов, метода конечных разностей, симплекс метода в сочетании с методом штрафных функций, метода Рунге-Кутта, методов преобразования Фурье, метода наименьших квадратов; приемлемой степенью адекватности разработанных математических моделей реальным физическим процесса (расхождение не превышает 15%).

Практическая ценность работы.

1. Методики позволяют на стадии проектирования определять основные параметры канатных торсионов, применительно к конкретной виброзащитной системе.

2. Программное обеспечение для реализации указанных методик.

3. Конструкция виброзащитной подвески снижающая уровни вибрации до требований санитарных норм.

Личный вклад соискателя. Результаты исследований, приведенные в диссертационной работе, получены лично соискателем. Автору принадлежат: основные идеи работы; разработка методики, подготовка и проведение экспериментальных исследований, а также статистическая обработка их результатов; разработанные математические модели и программы для исследования упругих и динамических характеристик виброзащитного торсиона с компенсатором жесткости, анализ и обобщение результатов моделирования.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на международной конференции "Высокие технологии в экологии" (Воронеж 2001 г., 2002 г.). "Неделя горняка" (Москва 2001 г., Москва 2002 г.)

Связь работы с научными программами, целями и темами.

Диссертационная работа выполнена в соответствии с научным направлением кафедры "строительные, дорожные машины и оборудование" ТГТУ, и хоздоговорной тематикой с АО АвтоВАЗ в рамках аспирантского плана.

Научное значение работы заключается в развитии теории нелинейных колебаний на основе разработанных и реализованных математических моделей подвеса и установленных закономерностей поведения канатного торсиона с корректором жесткости.

Диссертация состоит из введения, пяти глав, списка использованных источников из 115 наименований и приложений на 16 страницах. Объем работы составляет 135 страниц машинописного текста, 65 рисунков, 9 таблиц, всего 165 страници.

Основные результаты данной работы формулируются в следующих положениях:

1. Анализ требований, накладываемых на виброзащитный подвес, позволил выявить ряд технических противоречий, возникающих при его проектировании, что потребовало нахождения новых конструкторских решений — использования торсионных канатных виброизоляторов с корректором жесткости.

2. Разработан конструктивный вид виброзащитного канатного торсиона с корректором жесткости, позволяющий получить требуемую силовую характеристику.

3. Создана конечно-элементная модель канатного торсиона с учетом физико-механических характеристик канатов, которая позволяет без физического моделирования оценить характеристики проектируемого устройства.

4. Разработан конструктивный вид и математическая модель виброзащитного подвеса, на основании которой проведен анализ влияния различных конструктивных параметров подвеса на его виброзащитные свойства.

5. Разработана методика и комплекс программных средств для проектирования канатного торсиона по заданным ограничениям и произвольной нагрузке.

6. Проведены натурные испытания, доказавшие адекватность математических моделей и эффективность методик.

На основе проведенных исследований и технических разработок созданы виброзащитные подвесы, которые прошли промышленные испытания и подтвердили эффективность внедрения.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе получено новое решение актуальной научно-технической задачи, заключающейся в создании низкочастотного торсионного подвеса виброзащитного кресла на основе раскрытия закономерностей, имеющих место при взаимодействии отрезков каната, кулачкового корректора жесткости, пружин и тяг опорно-стабилизирующего механизма типа "ножницы" и обоснование параметров упругодемпфирующих элементов в зависимости от массы оператора и эффективности.

Реализация рекомендаций диссертационной работы позволила создать виброзащитный подвес сидения оператора машин, отвечающего санитарным нормам по ГОСТ 12.1.012.90 для машин различного назначения.

1. Горбунов В.Ф., Резников И.Г. Канатные виброизоляторы для защиты операторов горных машин. Новосибирск: Наука, 1988.

2. Защита от шума и вибрации на предприятиях угольной промышленности: Справочное пособие. Под общей ред. Ю.В. Флавицкий Ю.В.- М.: Недра, 1990, 368 с.

3. Головин Г.С. Эргономика горнорудного оборудования. М.: Недра, 1990,- 183 с.

4. Попов Е.П. Теория и расчет гибких упругих стержней. М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1986, - 296 с.

5. Фильчаков П.Ф. Справочник по высшей математике. — Киев.: Наукова думка, 1974,-743 с.

6. Шуп Т. Решение инженерных задач на ЭВМ: Практическое руководство. Пер. с англ. М.: Мир, 1982 - 238 с.

7. Решетов JI.H. Кулачковые механизмы. М.: Государственное научно техническое издательство машиностроительной литературы, 1953, - 426 с.

8. Детали и механизмы приборов. Справочник. Под ред. П.П. Орнатского. Киев Техника, 1978, - 368 с.

9. Светлицкий В.А. Механика гибких стержней и нитей. М.: Машиностроение, 1978, - 222 с.

10. Ю.Носов H.A., Галышев В.Д., Волков Ю.П., Харченко А.П. Расчет и конструирование гусеничных машин. — JI.: Машиностроение, 1972, 560 с.

11. Глушко М.Ф. Стальные подъемные канаты. Киев.: Техника, 1966 -327 с.

12. Алабужев П.М. Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью. -М.: Машиностроение, 19., 96 с.

13. Гритчин A.A. К исследованию упругого корректора. В кн.: Колебания. Удар. Защита. Новосибирск: НЭТИ, 1984, с. 89-93.

14. Подольский В.Г. Дифференциальный сейсмический маятник для измерения низкочастотных колебаний строительных конструкций. Киев: Изд-во Академии архитектуры УССР, 1954, 205 с.

15. Шпак А.Н. Вагоны зарубежных железных дорог М.: Транспорт, 1957. -240 с.

16. Селинов В.И. Автоматизированное проектирование ходовых частей вагона. Брянск: БИТМ, 1990. - 72 с.

17. Новый век 2000. 2002 г. ноябрь. М.: Алмаз-пресс.

18. Механизация строительства. №7 2002 г. с. 16.

19. Патент РФ №2137626 опубликовано 20.09.99 Бюл. №26.

20. Рябенький B.C. Введение в вычислительную математику. М.: Физматлит, 1994. - 336 с.

21. Демидович П.Б., Марон И.А., Шувалова Э.З. Численные методы анализа. М.: Физматгиз, 1963. - 400 с.

22. Norrie D., de Vries G., Finite Element Bibliography, N.Y., Plenum Press, 1976-184 с.

23. Ильинский B.C. Защита РЭА и прецизионного оборудования от динамических воздействий. М.: Радио и связь, 1982. - 296 с.

24. Мур Д. Основы и применения трибоники. М.: Мир, 1978, - 488 с.

25. Большаков Б.В., Логинов Л.А., Маргевский Б.Г. Тросовые амортизаторы // Машиностроитель. 1978. - № 6. - С. 19-20.

26. Резников И.Г., Савенко В.Ю. Расчет параметров канатных модулей в системе виброзащиты площадки // Изв. вузов. Горный журн. 1985. - № 3. - С. 57-60.

27. Ивович В.А., Иванов В.Г. Вынужденные колебания нелинейной виброизолированной системы с пониженной жесткостью. -Машиноведение, 1977, №6, с. 12-18.

28. Каудерер Г. Нелинейная механика. М.: Изд-во иностр. лит., 1961. 777 с.

29. Росляков В.П., Нахтигаль Н.Г. Выбор параметров виброзащитной системы с нелинейной характеристикой. Механизация и электрификация сельского хозяйства, 1975. № 10, с. 36-37.

30. Зуев А.К., Никитин A.A. Виброзащитный механизм для молотков. — В кн.: Вопросы динамики механических систем виброударного действия. Новосибирск: НЭТИ, 1973, с. 50-52.

31. Некоторые результаты исследований виброзащитной системы с коррекцией жесткости / П.М. Алабужев, A.A. Гритчин, П.Т. Степанов, В.Ф. Хон. Физико-технические проблемы разработки полезных ископаемых, 1977, №3, с. 136-149.

32. Степанов П.Т. О виброзащитной системе с нелинейным упругим элементом в корректоре жесткости. В кн.: Исследование механических систем виброударного действия. Новосибирск: НЭТИ, 1979, с. 67—71.

33. Гернер И.И., Ким Л.И., Мокин Н.В. Расчет характеристики нелинейного корректора виброизолируемой подвески. — Тр. НИИЖТа, Новосибирск: 1974, вып. 156, с. 152-159.

34. Яшин А.Ф., Ким Л.И., Никифоров И.С. Нелинейные колебания системы с произвольной полиноминальной восстонавливающей силой. — В кн.: Механика деформируемого тела и расчет сооружений. Новосибирск: НИИЖТ, 1975, с. 136-143.

35. Карпушин В.Б. Вибрации и удары в радиоаппаратуре. — М.: Сов. радио, 1971.-344 с.

36. Суворов Г.А., Шкаринев Л.Н., Денисов Э.И. Гигиеническое нормирование производственных шумов и вибраций. — М.: Медицина, 1984.-240 с.

37. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти томах /Ред. В.И. Челомей — М.: Машиностроение, 1981. Т.6. Защита от вибрации и ударов /Под ред. К.В. Фролова. 1981. - 459 с.

38. Попов Е.П. Нелинейные задачи статики тонких стержней. М.: ОГИЗ, 1948.- 170 с.

39. Резников И.Г., Манаков В.П., Савенко В.Ю. Определение несущей способности упругой стержневой системы / Коммунарский горно-мет. Ин-т-Коммунарск, 1984.-15 с.-Деп. В Укр. НИИНТИ 11.01.84, №29. УК-Д84.

40. Случайные колебания / Под ред. С. Кренделл. Пер. с англ. М.: Мир, 1967.-356 с.

41. Воробьева Г.Н., Данилова А.Н. Практикум по численным методам: Учеб. Пособие для техникумов. М.:Высш. Школа, 1979. -184 с.

42. Банди Б. Основы линейного программирования: Пер. с англ. М.: Радио и связь, 1989. - 176 с.

43. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. — М.: Наука, 1967, 444 с.

44. Магнус К. Колебания: Введение в исследование колебательных систем: Пер. с нем. М.: Мир, 1982.-304 с.

45. Кондрахин П.М. Теоретические основы проектирования виброзащитных устройств с наклонными пружинами // Изв. вузов. Горный журнал. 1985. -№5. С. 101-103.

46. Пановко Я.Г., Губанова И.И. Устойчивость и колебания упругих систем. М.: Наука, 1967. 420 с.

47. Юрьев Г.С. К расчету пружины квазинулевой жесткости в виде балки с упругим защемлением концов. В кн.: Исследование механических систем виброударного действия. Новосибирск: НЭТИ, 1979, с. 84-90.

48. Мигиренко Г.С., Георгиади А.Г., Гернер И.И. Принципы конструирования объемных упруго-демпфирующих подвесок для защиты объектов от всенаправленных динамических воздействий. В кн.: Колебания. Удар. Защита. Новосибирск: НЭТИ, 1982, с. 3-17.

49. Мигиренко Г.С., Георгиади А.Г., Хон В.Ф. Об обеспечении высокоэффективной пространственной виброзащиты ответственных деталей и узлов автоматики. — В кн.: Вопросы динамики механических систем виброударного действия. Новосибирск: НЭТИ, 1980, с. 121-127.

50. Карпушин В.Б. Вибрации и удары в радиоаппаратуре. М.: Советское радио, 1971.-344 с.

51. Энциклопедия современной техники. Конструкционные материалы. — М.: Советская энциклопедия, 1956, т. III. 528 с.

52. Самохоцкий А.И. и др. Металловедение — М.: Металлургия, 1990. — 416 с.

53. Сопротивление материалов / Под ред. А.Ф. Смирнова М.: Высш. шк., 1969.-600 с.

54. Николаи E.JI. Труды по механике. М.: Гостехиздат, 1955. 584 с.

55. Ясинский Ф.С. Избранные работы по устойчивости сжатых стержней. -М.; Л.: Гостехиздат, 1952.-427 с.

56. Семенов П.И. Приближенный способ расчета гибких упругих стержней // Сборник трудов института строительной механики АН УССР. Киев. -1953.-№18 с. 71-74.

57. Дарков A.B., Шапошников H.H. Строительная механика: Учеб. Для строит. Спец. Вузов. 8-е изд., перераб. И доп. - М.: Высш. шк., 1986. -607 с.

58. Бернштейн С.А. Избранные труды по строительной механике. — М.: Высш. шк., 1961. 368 с.

59. Расчет канатных торсионов. / Козлов В.В., Резников И.Г. Изв. вузов. Горный журнал 1981, № 9 с. 80-82.

60. Снижение вибрации и шума пневматических ручных перфораторов / Животовский A.A., Бегагоен В.И., Громадский A.C., Артамонов Г.В. и др. -Изв. вузов. Горный журнал. 1975, №8 с. 77-79.

61. Виброзащитная каретка тросового типа (ВЗКТ-2м) / Горбунов В.Ф., Резников И.Г., Козлов В.В., Наршаков A.C. и др.: Информ. Лист№ 147-15.-Свердловск, МТЦНТИиП, 1975.

62. Коловский М.З. Нелинейная теория виброзащитных систем. М.: Наука, 1966.318 с.

63. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний. М.: Наука, 1971.239 с.

64. Архангельский Г.В. Расчет подъемного устройства // Механизация строительства 2002, №7 - с. 16.

65. Гордиенко Б.А., Маслеников Д.Г., Резников И.Г. Динамические свойства конструктивных элементов виброзащитного кресла. Труды 4-ой международной конференции "Высокие технологии в экологии": Воронеж, ВОРЭА, 2001: с. 138-141.

66. Гребеньков O.A. Конструкция самолетов. -М.: Машиностроение, 1984. -238 с.

67. Дитрих Я. Проектирование и конструирование. Системный подход. Пер. с польск. М.: Мир, 1981.- 456 с.

68. Кини Р.Л., Райфа X. Принятие решений при многих критериях: предпочтения и замещения: Пер. с англ. /Под ред. И.Ф. Шахнова. М.: Радио и связь, 1981. 560 с.

69. Джонс Дж. К. Методы проектирования: Пер. с англ. /Под ред. В.Ф. Венды, В.М. Мунипова.

70. Вибрация и виброзащита машин: Текст лекций/ П.Ф. Анисимов, JI.B. Родионов; Тверской политехнический институт. Тверь, 1990. 62 с.

71. Тимошенко С.П., Янг Д.Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле/ Пер. с англ. Л.Г. Корнейчука; Под ред. Э.И. Григолюка. М.: Машиностроение, 1985.-472 с.

72. Оценка долговечности стержневых канатных виброизоляторов. И.Г. Резников, В.Ю. Савенко, A.A. Калюжный. // Изв. вузов. Горный журн. -1984.-№2.-С. 47-53.

73. Любошиц М.И., Ицкович Г.М. Справочник по сопротивлению материалов. 2-е изд., перераб. И дополн. - Минск, Высшая школа, 1969. -464 с.

74. Справочник конструктора РЭА: Общие принципы конструирования/ Под ред. Р.Г. Варламова. М.: Сов. радио, 1980.-480 с.

75. Справочник конструктора РЭА: Компоненты, механизмы, надежность/ Под ред. Р.Г. Варламова. -М.: Радио и связь, 1985.-384 с.

76. Резников И.Г., Флоринский О.Н. Виброзащитная система с инерционным корректором// Изв. вузов. Машиностроение.-1989.-№5.- с. 37-42.

77. Горбунов В.Ф., Резников И.Г., Чирьев В.И. Применение тросовых амортизаторов для гашения импульсов отдачи в бурильных машинах// Изв. вузов. Горный журнал.- 1972.-№2.-с.91-95.

78. Резников И.Г., Давыдкова Н.С. Энергоемкость структур стержневых канатных виброизоляторов//Перспективы развития угольной

79. Новак С.М., Логвинец A.C. Защита от вибрации и шума в строительстве: Справочник. К.: Будивэльник, 1990. - 184 с.

80. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти томах /Ред. В.И. Челомей -М.: Машиностроение, 1981.-Т.6. Защита от вибрации и ударов /Под ред. К.В. Фролова. 1981.-459 с.

81. Ильинский B.C. Защита аппаратов от динамических воздействий. М.: Энергия. 1970.-320 с.

82. Isolators help to protect computers // Engineering & Mining Journal. -December 1987. №12.-P.73.

83. Дембаремдикер А.Д. Амортизаторы транспортных машин. М.: Машиностроение, 1985. - 200 с.

84. Васидзу К. Вариационные методы в теории упругости и пластичности. М.: Мир, 1987.-542 с.

85. Илюшин A.A. Пластичность. Основы общей математической теории. -М.: АН СССР, 1963.-272 с.

86. Соколовский В.В. Теория пластичности. — М.: Высшая школа, 1969. — 605 с.

87. Бронштейн И.Н., Семендяев К.А. Справочник по математике для инженеров и учащихся втузов. М.: Наука, 1980. - 976 с.

88. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя: В 3-х т. Т. l.-5-e изд., перераб. И доп. — М.: Машиностроение, 1979. 728 с.

89. А. Г. Гребеников, П. А. Дыбский, И. П. Палади. Численное исследование в среде ANSYS 5,3 напряженного состояния проушины при посадке болта с натягом. Сборник научных трудов ХАИ (выпуск 1). Харьков, 1998,-446с.

90. Гордиенко Б.А. О применимости метода конечных элементов к расчету стержневых канатных виброизоляторов. // Вестник Тверского государственного технического университета: Научный журнал. Тверь: ТГТУ, 2003. №2/ - с.49-51.

91. W. Diebschlag, H.Dupuis, E. Härtung. Seat ergonomics. Aspects of industrial medicine and technology relating to seat design. 1997. 67 c.

92. К. Браха. Оценка динамических свойств кресла машиниста. // Вестник ВНИИЖ. 1998. №6. - с.4-8.

93. Матвеев В.В. К описанию контура петли механического гистерезиса // Пробл. Прочности. 1973. №8. - с.3-9.

94. Сорокин Е.К. К теории внутреннего трения при колебаниях упругих систем. М.: Госстройиздат, 1960. - 131 с.

95. Савенко В.Ю., Манаков В.П. Определение параметров петли гистерезиса канатных виброизоляторов / Коммунарский горномет. Ин-т — Коммунарск. 1987. -20 с. Деп. В Укр. НИИНТИ 08.01.87, №298. УК-Д87.

96. Давиденков H.H. О рассеянии энергии при вибрациях // Журн. техн. физики. -1938. Т.8, вып. 6. -с.483-499.

97. Писаренко Г.С. Уравнение контуров петли гистерезиса, характеризующих рассеяние энергии в материале при вибрации // Прикл. Механика. 1969. - №5, Вып. 2. - с. 96-106.

98. Зелюкова Р.В. Об основах инженерного учета Механического гистерезиса при крутильно-продольных колебаниях стальных канатов малой длины // Стальные канаты. Киев, 1964. - Вып. l.-c. 115-128.

99. А.Ф. Бабенко, Р.В. Зелюкова. О некоторых особенностях характеристик механического гистерезиса в стальных канатах // Стальные канаты. Киев, 1964. - Вып. 1. - С. 226-231.

100. Ксюнин Г.Н. Стойкость рудничных подъемных канатов в эксплуатации и при испытании их в лабораторных условиях // Стальные канаты. Киев, 1964.-Вып. 1. - с. 216-225.

101. Павлов Н.Г. Влияние сердечника на сроки службы подъемных канатов // Стальные канаты. Киев, 1965. - Вып. 2. - с. 198-205.

102. Комаров М.С. Динамика механизмов и машин. М.: Машиностроение, 1969. — 296 с.

103. Отнес Р., Эноксон Л. Прикладной анализ временных рядов. Основные методы М.: Мир, 1982 - 428 с.

104. Архангельский А.Я. Программирование в Delphi 5 2-е изд., переработ, и дополн. - М.: ЗАО "Издательство БИНОМ", 2000 г. - 1072.

105. Ю.Ф. Устинов, С.А. Никитин Виброакустические характеристики дорожной шнекороторной снегоочистительной машины. // Высокие технологии в экологии труды 4-ой международной научно-практической конференции с. 122-125.

106. Гордиенко Б.А. Численное исследование динамических свойств торсионного подвеса. // Неделя горняка: Горный информационно-аналитический бюллетень. М: Московский государственный горный университет, 2003. №9. - с.172-174.

107. Артамонова В.Г., Шаталов H.H. Профессиональные болезни. — М.: Медицина, 1996,-431 с.

108. Корячко В.П. Теоретические основы САПР. М.: Энергоатомиздат, 1987.-400 с.

109. Вермишев Ю.Х. Основы автоматизации проектирования. — М.: Радио и связь, 1988.-280 с.

110. Керимов З.Г., Багиров С.А. Автоматизированное проектирование конструкций. М.: Машиностроение, 1985. - 224 с.

111. Статистические методы в инженерных исследованиях (лаборторный практикум): Учеб. пособие / Бороюк В.П., Вощинин А.П., Иванов А.З. и др.; Под ред. Г.К. Круга. М.: Высш. школа, 1983. - 216 с.

112. Митков A.JI., Кардашевский C.B. Статистические методы в сельхозмашиностроении. М.: Машиностроение, 1978. - 360 с.