автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.04, диссертация на тему:Прогнозирование и методы расчета виброакустических параметров землеройно-транспортных машин

пгз

о '¿ >£8 ^

Па правах рукописи

УСТИНОВ ЮРИЙ ФЕДОРОВИЧ '

ПРОГНОЗИРОВАНИЕ И МЕТОДЫ РАСЧЕТА

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЗЕМЛЕРОЙНО-ТРЛНСПОРТРШХ МАШИН

Специальность: 05.05.01 — Дорожные л строительные млшииы

Апт.ореферат диссертации на сонеканпс ученой степени доктора технических наук

Воронеж - 1997

Работа выполнена в Ворриежской государствешой1 архитектурно-■ строительной академии

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор В.А.Ряхшг доктор технических наук, профессор Н.И.Иванов доктор технических наук, профессор С.М.Борисов

Ведущая организация: АО ВНИИСТРОЙДОРМАШ

Защита состоится 18 февраля 1997 года в 15 час па заседании диссертационного совета Д.059.11.09 в Московском государственном строительном университете по адресу: 129337, г.Москва, Ярославское шоссе,

26, ауд. ¿ОУГ

■ С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГСУ.

Автореферат разослан

1997 г.

Ученый секретарь. '

диссертационного совета канд. техн. наук, профессор Тотолин П.Е. . •

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ'

Актуальность работы. Решение иаучноЛ проблемы прогнозирования и расчета виброакустнческих параметров землеройно-транспортных машин (ЗТМ) с позиции их малошумноелн на основе развития классических подходов остается одним ю актуальных направлений исследований, призванных обеспечить безопасность жизнедеятельности и конкурентноспособность машин на международном рынке. По этому направлению уже выполнено значительное количество фундаментальных исследований для машин различного назначения и очевидны определенные успехи. Однако, темпы и эффективность исследовалиЯ не полностью отвечают потенциалу прогрессивности и эффективности создания малошумных ЗТМ, способных обеспечить значительные сдвиги с решении экологических'проблем и обеспечении безопасности жизнедеятельности.

Общее развитие науки, создание мощных и супер-ЭВМ, методологии исследования сложных динамических систем открывают новые возможности более комплексного и системного исследования, отвечающего проблеме. прогнозирования гшброакустических параметров ЗТМ.

С другой стороны, широкое внедрение в практику методов расчета малошумных машин требует детального изучения взаимосвязи режимов работы ЗТМ, возмущающих воздействии в двигателе и трансмиссии.

Особую актуальность и научном п практическом аспектах приобретают исследования структурного шума, то есть звуковой энергии, передающейся в кабину машйны через опорные и неоцориые связи источников 'внброакустической энергии и элементы рамных конструкций. Структурны!! шум может составлять значительную долю'в общем звуковом поле кабины. Решение проблемы по сшскешпо структурного шума является важнеИшей частью в проектировании малошумных машин. Требуют системного подхода разработка и применение, численных интегральных технологий в прогнозировании виброакустических характеристик ЗТМ.

Решешно вссх этих вопросов ц посвящена представляемая к защите диссертация. Исследования и разработки, обобщенные в диссертации, проведены автором в Воронежской государственной архитектурно-строительной академии по темам важнейших НИР Госкомитета по высшему образованию н Министерства по общему и ■профессиональному образованию России, конкурсных п хоздоговорных НИР.

Цель работы.. Развитие научно-практических основ прогнозирования и методов расчета виброакустических параметров ЗТМ на различных этапах проектирования, разработка определяющих эти основы вопросов образования и распространения виброакустической энергии, создашь инженерных методов идентификации быстропеременных процессов" сложных динамических систем'на основе, метода конечных элементов. - ■

Научная новизна работы. Развиты' научно-практические основы прогнозирования и расчета виброакустических параметров па стадии проектирования машин.

Ha основании системного подхода, физических представлений о виброакустических процессах образования и распространения структурного шума сформулированы концептуальные н методологические принципы исследования, предложены рациональные расчетные схемы и режимы нагруженностн машин для расчета впброакустнческих параметров.

На основании комплексных исследований получили развитие представления о роли динамической балансировки карданных передач непосредственно на машине; внброизоляторов кабины с упругим элементом, работающим на сдвнг-сжатис-коаксиальиое кручение, модуля упругости и коэффициента потерь в опорных связях и других технологических и конструктивных факторов.

Выявлена закономерность изменения виброскорости пола кабины, а значит структурного шума при увеличении силы тяги машины, не при-1 нпмае.мая раньше но внимание.

Определена численная интегральная технология на основе метода конечных элемеигов для исследования виброакустнчеашх процессов ЗТМ 1! комплексного управления параметрами, влияющими па этот процесс.

Даны количественные показатели инброакусшческнх параметои и , чределы их возможных изменении за счет варьирования характеристиками агрегатов, узлов и .леханнзмои.

Практическое значение работы определяется возможностями решения па основе научных исследовании и их результат ) прикладных ■ задач виброакустических процессов, численного исследования этих процессов па завершающей стадии проектирования ЗТМ. Определение возмущающих сил и параметров упругих элементов в опорных связях агрегатов, узлов н механизмов, обеспечивающих требуемые уровни вибрации I! шума D кабине.

Полученные закономерности изменения виброакустических параметров от режима работы машин дают практическую основу для определения расчетных условий при прогнозировании структурного шума и кабине ЗТМ.

Разработанный способ . раздолення источников виброакустнчсской энергии дает возможность на реальных машинах определить вклад каждого источника в структурны!! ш>м и общее звуковое поле машины о цело$1 и кабины (A.C. N1659765).

'Разработанный способ динамической балансировки карданных передач непосредственно па машине позволяет снизить шум и вибрацию в кабине на низких частотах.

Разработанные конструкции внброизоляторов кабины имеют более высокий коэффициент внбронзоляцш1,'что существенно снижает внбро-акустическую энергию при излучении ее рамой в пол кабины (A.C. N1601653).

Разработанные на основе системного анализа методологические поло-• жешш, представления о возмущающих силах в источниках и путях распространения виброакустической эцергии чмеют значение для обоснования и формирования исходных данных для численных исследований,

основашшых на методе конечных элементен.

Установленные закономерности виброакустнческих процессов h их количественные зависимости дают основу для выбора параметров упругих элементов н опорных связях источников энергии н кабины.

Установленные приемы создания тополопш ЗТМ н идентификации виброакустических процессов в них обеспечивают внедрение численных интегральных технологий с практику проектирования малошу.мных машин.

Реализация работы. Результаты работы прошли промышленную проверку и внедрены в практику проектирования и производства автогрейдеров в СКТБ "Автогрейдер" ПО "Дормаш" г.Орел, АО РудГорМаш г.Воронеж. Результаты работы используются в учебном процессе при подготовке инженеров по специальности "Строительные, дорожные н подъемно-транспортные машины и оборудование" во ЦГАСА.

Вклад автора в разработку проблемы: научиая постановка задач теоретических и экспериментальных исследований; разработка методических вопросон и содержания исследований; создание математических, расчетных и тополотческих моделей и схем динамически:: и виброакустнческнх процессов; анализ и обобщение результатов исследований; формулировка исходных требований к научным и практическим разработкам. Экспериментальные исследования, разработка программ для ЭВМ, разработка конструктивных устройств и способов, «икающих вибрацию и шум на ЗТМ, проведепы под научным руководством и непосредственном участии автора.

Достоверность результатов работы. Решение проблемы прогнозирования и расчета виброакустнческнх параметров ЗТМ базируется на современных представлениях в области основополагающих научных дисциплин - динамика; вибрация и акустика машин и механизмов, на современной методологии традиционных исследований на основе классической теории колебаний и иа численных интегральных технологиях, в основу которых положен метод конечных элементов.

Экспериментальные исследования выполнены с использованием современной первоклассной и прецизионной аппаратуры и измерительной оснастки отечестссного производства и фирмы "Врюль и Къер" - Дания.

Основные численные результаты и количественные закономерности виброакустическпх параметров и тяговых характеристик машин получили вероятностную оценку на основании статистической обработки.

Апробация работы. Основные положения диссертации доложены н обсуждены на: международном конгрессе (Fourth Intrnational Congress оа Sound and Vibration. St.-Petersburg, Russia, June 24-27,1996); международном симпозиуме (12-th International FASE Symposium "Ttansport Noise and Vibration" ,St.-Potersburg, Russia, 1996, September 23-25); международной научно-технической конференции "Развитие строительных машин, механизации п автоматизация строительства и открытых, горных работ", Москва, MFCY, 28-31 мая 1996 г.; Всероссийской научно-практической конференции с международным участием "Hinoe в без-

• о

опасности жизнедеятельности и экологии", Саш;г-Петербург, 14-16 октября, 1996 г.: Всероссийских конференциях с международным участием "Повышение эффективности землеройных машин", Воронеж, ВГАСА, 1992, 1994 г.г.; Республиканских конференциях в г.г. Санкт-Петербурге и Курске, 1935 г.; 12 научно-практических конференциях ВИСИ и ВГАСА.

Публикации. Основные результаты исследований, изложенные и диссертации, опубликованы ъ 45 работах.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введении, семи глав, основных ныводон и содержит 257 страниц машинописного текста, 67 рисунков, 27 таблиц, списка .литературы, включающего 500 наименований и приложений, содержащих рабочие материалы в виде исходных численных значении для расчетов на ЭВМ, методик, результатов расчета и экспериментальных исследовании, документы, подтверждающие внедрение результатов исследовании и практику и международное признание.

Аитор защищает:

— теоретические разработки и экспериментальные данные по проблеме прогнозирования и расчета ьнброакустических характеристик земле-ройио-трансиортных машин, методологические принципы образования и распространения звуковой вибрации по конструкциям машины;

— результаты исследования закономерностей влияния силы тяги, двигателя, карданиоМ передачи и коробки передач па вибруакустпческпе параметры машины, математические модели и методы расчета возмущающих сил в источниках;

— теоретические разработки по динамике карданных передач, трех-массовой разветплелноЦ диссииатншюй системы;

— методологические положения, методики, экспериментальные результаты исследований ииброакустических процесса), разработки по системному анализу, топологию машины и результаты численной нпте-гральноЛ .технологии создания малошумных ЗТМ; ' •

' — способы разделения источников ииброакустической энергии и ди-' намическоН балаисировки карданных передач, разработки эффективных конструкции виброизоляторов ц других конструктивных устройств, направленных на снижение виброакустических характеристик кабины.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Состояние проблемы

Рост технологических и транспортных скоростей движения, действующих нагрузок на рабочий орган, ходовое оборудование, трансмиссию и рамные конструкции неизбежно' приводят к увеличению динамической иагруженности, вибрации и шума ЗТМ.

Среди большого разнообразия вопросов впброакустнкн ЗТМ одно из • ведущих мест занимает проблема снижения структурного шума, обусловленного звуковой вибрацией рамных, панельных и оболочечиых конструкций. Во многих случаях 'структурный шум является причиной по-

выше/шой шумностл в кабине, я с ннм связаны значительные трудности в проектировании и производстве ЗТМ.

К насточщему времени накоплен большой положительный опыт в борьбе с вибрацией и шумом в разных отраслях машиностроения.

НПО ВШШстрсйдормаш внесло крупный вклад и снижение вибрации и шума различных строительных и дорожных махшш. Значительная работа в этом плане проделана ПО " Дор.маш" в г.г.Бряиске, Орле, Калннин-граде, Челябинске и др., НПО ВНИИзсммаш. В 60-70-х годах институтами ЛИИЖТ, МИИТ, МАДИ, МИСИ, ВЮШстройдормаш и др. разра-" ботаны и внедрены в практику разнообразные иормэтишю-технические материалы по проектированию и производству машин с требуемыми параметрами шума и вибрации.

В развитие теории и практических методов борьбы с шумом и вибрацией на транспорте, специальных тяговых машинах и системах крупный вклад внесли известные ученые России и стран СНГ: А.С.Бороднцкий, Г.В.Бутаков, В.II.Заборов, Н.И.Иванов, И.И.Клюкин, А.Е. Колесников, В.Н.Лукашш, А.С.Никифоров, Г.Л.Осипоа, В.И.Попков, М.А.Разумовский, Б.Д.Тартакоаский, В.Е.ТольскиЙ, Е.Я.Юдин и др.

Ведущими фирмами по производству бульдозеров, погрузчиков, автогрейдеров, скреперов, тягачей - Катерииллер, Кейс, Камацу, Фаун, Уникеллер и др. разработаны, новые кабины, сидения с высокой степенью виброшумозащиты. Ими проведена большей! работа по уменьшению шума и вибрации и источниках.

Вместе с тем, негативное влияние вибрации и шума на операторов ЗТМ продолжает ощущаться. Автором было проведено обследова-. ние состояния здоровья операторов ЗТМ в пята областях Центрально- . Черноземного региона. Получены .сведения от 55 организаций, связанных с дорожным строительством. Сведения представлялись на основании больничных листов и охватили 634 человека. В результате полученной информации специалистами медицины определен характер заболеваний операторов в 1987 г., затем результаты сравнивались со статистическими данными по РСФСР за тот же год. В игоге установлено, что сердечно-сосудистые заболеваиия "операторов превышают среднестатистические по России на 0...1%; костио-мышечиые — 1...5%; желудочно-кишечные — 2,4...3,5%. Высок процент нервных заболеваний среди операторов — 6,10... 10,88. .■

Специфика работы нневмоколесных ЗТМ в сложных грунтовых условиях выделяет их в особую группу маппш с точки зреиия образования и распространения вибрации и шума. В общем случае их конструктивные особенности следующие:.наличие двух и более рам - основной и рабочих органов; высокая концентрация на основной раме источников виброакустической энергии; отсутствие И подвеске мостов упругих и амортизирующих элементов; в пекоторых случаях отсутствие дифференциалов в ведущих мостах или их блокировка на тяговом режиме работы; наличие рабочего оборудования и др. . .

В технической акустике при исследовании общего шума в кабине

структурный шум, передаваемый по конструкциям от источников, и шум, . проникающий в кабину по воздушной среде, считают двумя раздельными процессами и рассматривают их независимо.

При.анализе характеристик источников виброакустической эпергкп, методов ц средств ее снижения, а' также методов исследования ЗТМ п других динамических систем автор опирался на фундаментальные труды Баловнева В.Н., Ветрова 10.А., Волкова Д.П., Гаркави II.Г. Гешаша Э.Л., Гобермана Л.А., Зеленина A.II.. Иванова H.H., Кудрявцева Е.М., Кузина Э.Н., Лукашша В.II., Ряхипа В.А., Малиновского Е.Ю., Никулина П.И., Орлица A.C., Разумовского М.А., Тольского В.Е., Ульянова H.A., Федорова Д.Н., Холодова A.M., Яцепко П.Н. и др.

В результате установлено, что к основным ннброакустпческим источникам относятся двигатели внутреннего сгорания, коробки передач ц карданные передачи. Характерным для большинства источников является зависимость излучаемой виброакустической энергии от скоростного и нагрузочного режимов работы. При этом двигатель, коробка передач, другие узлы н механизмы генерируют возмущающие воздействия периодического, импульсного и случайного характера, на амплитуду которых оказывает влияппе сила тяги на колесном дошкшеле.

В общем случае методы снижения структурного шума молено разделить на три направления, сложившихся в мировой практике: уменьшение возмущающих сил и источнике; снижение звуковой вибрации на пути распространения но структурам конструкции; применение средств шюро-шумозащнты и кабине машины.

Анализ литературных источников показывает, что вклад структурного шума, обусловленного звуковой внбрацкей элементов конструкций, . общее звуковое поле кабины наиболее значителен в интервале частот 2О...1000 Гц.

Известно, что звуковая мощность, излучаемая пластиной, пропорциональна каадрату впброскорости нзгпиных волн в пластине. Ecjjii панель кабины представить как жесткую протяженную пластину с размерами, в несколько раз превышающим^ длину звуковой волны в воздухе, то звуковое иоле в соприкасающейся с пластиной среде будет определяться звуковой мощностью, излучаемой пластиной

- * W = p0cbSv2j, ' (1)

где р0с0 - удельное акустическое сопротивление' воздуха; S1 - площадь пластины; v - виброскорость поверхности излучения; j - коэффициент излучения.

Приведенная формула, устанавливающая связь вибрация и шума в кабине, является ориентированной, так как не отражае т сложного характера звукового поля а замкнутых оболочечных конструкциях.

Обобщая вышесказаиное, пеобходимо отметить, что несмотря па крупные успехи в решений проблемы борьбы с шумом и вибрацией на различных машинах на современном этапе создания ЗТМ повышешюй едц-uunuoii моищости, необходимо значительное внимание уделить этой про-

блеме уже на стадии проектирования, в связи с предъявлением более высоких требования заказчиков к виброакустическим характеристикам машин па внутреннем и международном рынках.

В.соответствии с целью работы определены следующие задачи:

1. Дать анализ современной проблематики исследова':::Н внброаку-стических процессов н методов расчета их параметров, а также способов борьбы с вибрацией и шумом и машиностроении.

2. Получить данные о состоянии здоровья операторов ЗТМ в Центрально-Черноземном регионе, провести их анализ л сравнить со среднестатистическими показателями здоровья населения России.

3. Определить расчетный режим работы ЗТМ и наиболее важные возмущающие воздействия и агрегатах и механизмах в различных дна- * назонах частот и дать обоснованные методы их расчета.

•1.- Провести аналитические исследования влияния кардашюй передачи на динамические составляющие реакций в спорах двигателя п коробки передач.

' 5. Определить способы снижения впброактивиости карданной пер'е-дачн.

6. 'Разработать расчетную схему, математическую модель и определить метод расчета вибрационных параметров динамической системы па первой стадии проектирования ЗТМ.

7. Разработать на основе системного анализа и операционной системы топологическую и математическую модели землеройно-транспортпой машины с использованием метода конечных элементов. Исследовать .влияние различных параметров агрегатов, механизмов и узлов ЗТМ на шюроакустическую энергию, излучаемую в иол кабины.

8. Разработать практический способ разделения источников впбро-акустнческой энергии непосредственно па машине., исследовать образование и распространение виброакустичсской энергии и определить склады источников в общий шум ЗТМ.

9. Исследовать экспериментальным методом влияние режима работы машины на звуковую вибрацию и структурный шум в кабине.

10. Исследовать экспериментальным методом влияние различных параметров агрегатов, механизмов а узлов ЗТМ на вцброакустическую энергию, излучаемую в пол кабины.

11. Разработать научно-практические рекомендации по прогнозированию п расчету виброакз'стпческих параметроь ЗТМ, а также способы снижения вибрации и структурного шума.

РасчетныН режим рабйты оТМ и определсннс'позмущагощих сил п источниках

Оптимальная производительность ЗТМ, в которых тяговый режим занимает значительную часть в рабочем цикле, имеет место при максимальной тяговой мощности. Следовательно, при определении возмущающих нагрузок в источниках виброакустическоИ энергии следует выбирать

тагов ый режим ЗТМ', при силе таги, соответствующей максимальной тяговой мощности. Согласно теории Н-А-Ульянова, сила тяги, соответствующая максимальной тяговой мощности, определяется выражением

'■Гхт = (0,70...0,73)6'сц^> • • (2)

где Gcil - сцепной вес машины; у - коэффициент сцепления пневматической шины с поверхностью движения.

При рассмотрении возбуждающих сил в двигателе авто;) опирался на основополагающие труды Дж.Ден-Гартога, Кер Вильсона, В.Н.Луканн-па, А.С.Орлина, К.Г.Попыка, В.Е.Тольского и др.

Вибрация в опорах двигателя зазисит в первую очередь от частоты вращения вала, нагрузки, числа и расположения цилиндров. В частотном спектре сил и виброскоростей в опорных связях двигателя выделяются дискретные составляющие, возбуждаемые неуравновешенными силами л моментами сил инерции, дисбалансом н опрокидывающим моментом.

По сведениям, имеющимся в литературе, величина остаточного суммарного дисбаланса коленчатого вала ц маховика D колеблется в пределах (2,5...4,5)10~3 кг-м у двигателей тина Р-4, Р-6 и (1,9...4,0)10_3 кг-м у двигателей типа V6-90", V8-S0".

Остаточный дисбаланс D=msrg вызывает возбуждающую силу в плоскости вращения

F(t) = mgTgJ1 sinwí H, . (3)

где nisVg - неуравновешенная масса н се смещение относительно оси вращения; ы. t - угловая скорость вращения вала и время.

Как видно из (3), на низких частотах (28,3 Гц при п=1700 об/мин) вн-броакустнчсская энергия двигателя, излучаемая в опоры, генерируется в первую очередь за счет остаточного суммарного дисбаланса коленчатого вала н маховика.

На средних и высоких частотах виброакустическая эиергия образуется в результате соударений в сопряженных деталях п процессом сгорания толливиой смеси в цилиндрах двигателя. Сложность определения возмущающих сил состоит в том, как эти силы передаются па опоры двигателя. Автором предлагается метод расчета возмущающих сил на опорах, образованных в результате сгорания тошцшиой смеси в цилиндрах.

В ДВС имеется два путцпередачи виброакустцчесхой энергии к опорам! Один путь распространения импульса сил давления газов п виде поперечных воли - першекь-палец-шатун-коленчатый вал - опора коренного подшипника - опора двигателя; второй путь-,- головка блока -блок цилиндров - опора двигателя.

Как видно, расстояния, проходимые звуковой волной, различные.

Импульсы давления газов при сгорании следуют периодически в соответствии с порядком работы цилиндров. Разлагая периодические импульсы, пришедшие на опору двигателя двумя различными путями в ряд Фурье, окончательно получим

. , 2 АД 1 . П7ГД . . M7r(r-v>) ,

/(r; . _ T g ______ ш __ . sm пте . (4)

где 2/ - длительность импульса; 2L - период возмущающе!! силы (давления); А - максимальная амплитуда импульса; Д - сдвиг импульсов по времени двух енгпалов на опоре дьигателя, га— 1/L, 1фЬ\ А - максимальная амплитуда возмущающего импульса; п - порядок гармоники; <р - сдвиг фаз гармоник.

Другим истопником возмущающих воздействий, влияющим иа звуковую вибрацию машины целом и кабины, в частности, является карданная передача, имеющая остаточный динамический дисбаланс, соединяющая двигатель и коробку предач. Остаточный динамический дисбаланс карданной передачи практически всегда имеет место из-за неточности изготовления и монтажа.

При выборе расчетной схемы и се идентификации автор использовал законы классической теории, колебаний и опирался на фундаментальные труды по динамике роторов в упругих опорах И.М.Бабакова, В.А.Бидермана, Б.В.Еулгакова, Дж.Ден-Гзртога, Ф.М.Диментберга, A.C. Кельзона, Я.Г.Пановко, С.П.Стрелкоза, С.П.Тнмошенко, А.П.Филшшова и др.

На рис.1 представлена схема карданной передачи 4> соединяющей через простые, жесткие карданы неравных-угловых скоростей 3 двигатель 5 и коробку передач 2, установленные на раме 1.

Наибольшая вибрационная активность карданной передачи проявляется на частоте вращения п об/мин, то есть / = п/СО. Следует отметить, . что возможна также статическая неуравновешенность переда-

чи, вызываемая смещением "е" центра масс вала относительно геометрн-" ческой осп вращения. Динамический дисбаланс обусловлен наклоном главной оси инерции вала к геометрической'оси вращения вала. При этом возникают силы Fi и Fi, а между осями образуется угол 6.

Задачи подобного типа применительно к жесткому ротору, расположенному горизонтально и вращающемуся в упругих ouopäx, были рассмотрены во многих трудах, но в них влияние'инбрацпи ротора на динамические составляющие реакций в опорных связях при различных по направлениям коэффициентах 'демпфирования и жесткостлх освещены недостаточно; >

Дифференциальные уравнения движения карданной передачи при различных жесткостях и коэффициентах демпфирования (Kij) в направлениях у, г в опорах двдгателя и коробки передач имеют.вид:

Муе = -Cijffi - Сг„У2 - К\ууI - К2уЬ,

Jxuiß - Jy7 = -CuUci +Сз,1222 - KiJih + Kithh, Jzojj -Jvß = 'CivhVi - + Kx»U Vi. ~ KivWili-

Частное решение системы (5), определяющее вынужденные колебания карданной передачи, разыскивается в виде

Di = a* cos wt + bx sinut, zi — <J2SÍnwi + Ьг cosuit,

16)

¡/2 = C3COSOÍÍ -f bssinut, Z2 = ¿4smwf -fiíCOSWÍ.

. В итоге получена система, состоящая из восьми линейных уравнений, доя определения коэффициентов e¿, b¡ в выражениях (6)

{-М12и2 + lClv)ai + {-MhJ1 + ¡C2]l)as+lKiyUbL + lK2yub3 = Меш21, {-Щ12и2 + lCiu)h + (-M/iw2 +ICzv)b3 — lKiyuiai -1К2уша3 = 0,-(-M/2w2 + lCu)a¡¿ +X-MI1J2 + iC2¡)a4 - lKuwbi - ¡K2lub4 = Meu2l, {-MUup- + \Cu)b2 + (-Mhu2 + lC2z)b4 + ¡Klzua2 - lK2zua4 = 0, - J^h - (Jvu2 - hlCu) 62 + Jxu43 + (Jyu2 - l2lC2z) b4+

+.l\lKuuái — h 1К2хыа4 = (Jv - Jx)w2ólsinr;

Jxu)2ax - {JyU2 - ¡ilCiz)a2 - Jxu2a3 -i- (Jyu2 - 12Ю2г)а4 - . (7) - ¡ilKi2ub2'+ l2lK2zub4 = —{Jy - Jz)üJ26lcose,

{Jyu? - U lCly) h + Jzu2b2 - (Jvu2 - hlC2y) b3 - Jx¿*b4+

+ ¡¿IKiyUiai - l2lK2yua3 = (Jy - Jx)ui26lsine;

{JyU2 ~hlCiy)ai - JxU2a2 — (Jvu)2 — l2¡C2y)a3 + Jxu2a4-

— ¡ilKiyUjbi l2lK2yub3 = (Jy — Jx)u26lcose.

Динамические составляющие реакций в опорах двигателя и коробки пёредач, вызванные статической и динамической неуравновешенностью карданной передачи с учетом демпфирования и жесткости упругого элемента в 9порах, описываются дифференциальными уравнениями второго порядка при коэффициенте демпфирования, линейно зависящем от скорости:. . •

roiüi + KiyVi +• Clvy1=fíi„, mi¿i + Ki,¿i + Cuz\-R\.r cosa,

m2y2 + K2yy2 + С2уу2=Д2у, m¡¡22 + K2,¿2 + С2гъ2~И2г cosa,

где mx, m2~ соответственно массы коробки передач и двигателя.

Решение системы (8) осуществлялось на ПЭВМ. Установлено, что при изменении жесткости Cíy динамическая составляющая реакции в опоре коробки передач в направлении Y при жесткости Ciy > Ю6 Н/м вызывает резонанс системы в этом же направлении. С увеличением жесткости С\у более 5 • 10° Н/м динамическая составляющая Ríy становится незначительной, и колебания в системе в направлении Y на опоре коробки передач несущественны. •

зтм

На основании вышеизложенного, можно сделать два важных вывода: во-первых, вибрацию карданной передачи можно уменьшить за счет изменения жесткости в опорных связях двигателя и коробки передач, повышения точности монтажа карданных передач на машине, снижения частоты вращения; во-вторых, за счет динамической балансировки карданной передачи в сборе непосредственно на машине.

В первом случае " исключение факторов, влияющих па ви-

броактиввость карданной передачи, осуществить труднее, тале как вибро-нзоляторы двигателя и коробки передач рассчитываются без учета работы карданной передачи, а частота вращения коленчатого вала строго определена в соответствии с внешней характеристикой двигателя.

Во втором случае произвести динамическую балансировку карданной передачи существенно проще, что подтверждено опытами на автогрейде-• ре класса 160.

При работе зубчатых передач в коробке или редукторах при пере-сопряжешш зубьев.шестерен в области зацепления возникают импульсы сил, энергия которых к опорным связям передается различными путями. ' Первый путь: шестерня - ведущий вал - подшипники - корпус коробки передач - опорные связи; второй путь: зубчатое колесо - ведомый вал - подшипники - корпус коробки передач - опорные связи. Для меха-пическнх и гидромеханических коробок ЗТМ второй.путь оказывается несколько длиннее, т.к. радиусы зубчатого колеса и шестерни различ-' иые.

В существующих коробках плоскость расположения опор горизонтальна и проходит вблизи продольной осп первичного вала.

При максимальной силе тяга, определяемой условиями сцепления, силы в зацеплении зубчатой передачи наибольшие, но при этом резко снижается частота вращения вала двигателя, и, следовательно, валов в коробке передач. Таким образом, наибольшая зпброакустическая энергия генерируется в зацеплении шестерен первой передачи на режиме работы, соответствующем максимальной тяговой мощности.

При одинаковой скорости распространения звуковых ноли в среде, ьремя прихода импульсных сигналов на опоры коробки будет различным ц определяется длинами путей передачи. . В результате на опорах коробки возникают резульхирующие импульсы, аналогичные тем, что были рассмотрены в опорах двигателя. Здесь имеется в виду, что форма импульсов принимается такая же, как в опорах двигателя. Импульсы в опо-. pax коробки образуются в результате пересопряжепня зубьев шестерен, а это - другая природа их образования. При этом период импульсных сигналов, их длительность н амплитудные значения будут свойственны зубчатому зацеплению.

Импульсы, возникающие в результате пересопряжения зубьев шестерен на первой передаче, следуют с частотой f ~ пгш/С0Гц, здесь гш -"число оубьеа шестерни.'

При определении возмушающю: сил в коробке передач автор опирался ца фундаментальные труды .Э.Л.Айрапетова, И.И.Артоболевского,

1 15

А.Е.Божко, П.Виттенберга, М.Д.Гешшна, М.С.Комарова, В.Н.Кудрязце-¡<а, Г.М.Кутьксва, И.II.Левицкого, Н.Н.Никитина, Я.Г.Пановко, Д.Н.Ре-шетова, Г.Н.Скундпна н др.

Представляя приближенно взаимодействие двух зубьев как двухмас-совую систему с импульсным нагружением, получим выражение для определения максимальной амплитуды силы, возникающей в зацеплении одной пары зубьев

Я,.» = «ув^+Гл, Г. ¿6.П.). (9)

где и - скорость срударения, равная окружной скорости ведущего элемента зубчатой пары; гк - радиус качения пцевмоколеспого движителя; 77тр - КПД транс1.и1сс1ш;«к11г.п. г'б.п. - передаточные числа соответственно ' коробки передач; главной и бортовой передач; с!02 - диаметр делительной окружности зубчатого колеса; 7%, Спр - приведенная к основной окружности масса зубчатого колеса и приведенная жесткость пары зубьев, находящихся в зацеплении.

Импульсы, приходящие на опоры коробки передач со сдвигом по времени, могут быть представлены рядом Фурье, определяемом выражением (4). Заменив в (4) А ~ Ртах, можно рассчитать интересующие амплитуды гармоник.

Если рассматривается работа косозубой передачи, то необходимо учитывать, что в таких передачах в зацеплении участвуют, каик минимум, две пары зубьев. Следовательно, второе слагаемое выражения (9) должно быть уменьшено в два раза.

По зависимости (4) при А = Ето,х, т = Ь, р = 0 определяем значения амплитуд первьк гармоник. Результаты расчета для ДЗ-122А — максимальная амплитуда 1-ой гармоники - ±202,33 Н; 2-ой - ±47,77 Н; З-еЙ - ±4,11 Н на частотах 651,67; 1303,33; 1955 Гц соответственно.

Как видно из амплитудных значений первых трех гармоник, внбро-акустическал энергия, излучаемая в опорпые связи коробки передач, может быть существенной на средних частотах.

Вибрация н шум зубчатых передач вызывается ие только импульсами сил, действующих в зацеплешш, но ц другими факторами, оппсаппымп в специальной литературе.

Динамическая модель и ее характеристики на первом этапе проектирования ЗТМ

I

Создание динамической модели основывается на адекватности исследуемой машины. Отклик кабины, представляемой отдельной массой в динамической модели, определяется путем решения системы дифференциальных уравнений, описывающих колебательный процесс.

.»Точность оценки виброзащиты кабины на начальной стадии проектирования будет невысокой, так как достоверную модель, отражающую все свойства машины как сложной механической системы, создать невозможно. Это "связано с тем, что компоновка трансмиссии и кабины не

• • *

определена, не произведены прочностные расчеты основной рамы, кабины и других узлов с учетом требований техники безопасности.

Для начального этапа проектирования виброзащиты ЗТМ принята динамическая модель с сосредоточенными параметрами. Эта модель позволяет попользовать классическую теорию колебаний для задач о свободных и вынужденных колебаниях многомассовой разветвленной системы со многими степенями свободы.

При аналитических исследованиях данной задачи автор опирается на основополагающие труды отечественных и зарубежных ученых И.Б.Барского, В.А.Бидермана, С.й.Богомолоза, А.Е.Божкб, Н.В.Буте-шша, В.Л.Вейца, И.Виттеиберга, У.Кер.Вильсона, В.К.Житомирского, Р.Ф.Ганиева, Ю.И.Иориша, Я.Г.Пановко, А.Парса, В.А.Светлицкого, Е. Скучиха, С.П.Тимошенко, А.П.Филиппова, Ю.Ф.Тихомирова, К.В.Фро-лоза, А.А.Яблонского и др.

На рис.5 Представлена расчетная схема ЗТМ. На схеме введены обозначения: Шь тт12, га3 ~ приведенные массы двигателя, основной рамы и кабины соответственно; /2, Зз ~ приведенные моменты инерции двигателя, основной рамы и кабины; С^, С," - приведенные динамические жесткости левых И. правых опорпых связей масс; О, <9, - центры масс. Обозначения расстояний и радиусов-вектороз Я{ видны нз схемы.

Ввиду того, что колебательная энергия агрегатов и узлов в продольном, относительно оси симметрии машины, направлении имеет существенно меньшее значение, чем в вертикальном н поперечном направлениях, рассматривается плоская задача. В дапной задаче колебания системы жестких тел возбуждаются внешними силами, обусловленными остаточной суммарной неуравновешенностью двигателя в сборе.

Система состоит из трех тел. В качестве обобщенных координат используются перемешения центров масс О,- относительно неподвижной системы отсчета ХОУ и три поворота тел 1, 2, 3 вокруг центров масс В этом случае система пмеет 9 степеней свободы.

В состоянии статического равновесия перемещения и угловые смещения полагайся равными нулю. Из механической постановки задачи следует, что состояние статического равновесия является устойчивым и определяется из условия минимума потенциальной энергии..

Движение системы тел описывается уравнениями Лаграпжа второго рода, которые имеют вид: . . ■

.¿(Ау-И^-Яь:^ (10)

А \дд() % дЯ1 дц дч< 4 ( *

где Пу - полная потенциальная энергия системы, представляемая суммой энергий всех Упругих элементов; Пд - потенциальная энергия, обусловленная остаточной неуравновешенностью коленчатого вала и маховика в сборе; Ф - диссипативная функция Рэлея; (}{ —обобщенные силы; Т - кинематическая энергия; системы; - обобщенные координаты.

В итоге многочисленных известных математических приемов и пре-- образований окончательно получим систему 18-и уравнений 1- го порядка

для определения виброускорений и виброскоростей центров масс: t. ü^AiA-1; t>2 = A2A_1¡ г>3 = Д3Д-1;

¿4 S= mj1 (ö4fcWfc+9 + í»4fct>fc); ¿5J= m^1 ^("sfc^H9 ¿5fcffc);

.¿=1 k=l 9 9

¿6 = J¡2-y2(<¡6kVk+<> 4- iefcVjt); VT =» mj"1 У2(а7кП+9 + bjkVk); ,,, v

fc=l fc.1 9 9

¿s - гпГ1 ^("akVk+я 4- b3kVk); Щ = J3x ^(сыг/^д + b0kVk)i ¿10 = WU. i>ii=v2; v¡2 = v3; vl3 = u4;

¿i4 = u3;: ¿is = ¿i6 = D7; ¿17 = t>8; ¿i8 = t>9. •

где Vk = qk при fc=1..9, npn.,fc=10...18; главный определитель сис-

темы Д тг О

Д = m¡Z - - cosw.i); ' (12)

онределителй системы Дь Д2, Дз:

Д4 = Pi[mií - m2r;J(cosa- cós<5)2]—

— /гm2г2(cosa-cosö)(sino— sin<5)-f Pjmim^7'e(sina-sin6); (13) Д2 = —ATOA>*2(cosa-cos<5)(sina'-sin¿)-f

+ - írc2r2(sina-sin<5)2] - P3mímxrt(cosa-cosS); (14)-

Дл = Pimiтяr„(sin а - sin 6) - P2miтяr„(cos a - eos 5) + P3m%. (15) Коэффициенты а а- имеют вид ■

flu = -2cii, ai3 = -2с\х<1\, ai4 = 2ciZ) а1в = -2c¡xdi, °22 = -2clit, аз = ~ci¡/(°í - 6i)> • 025 = 2ciy, a2(! - clv(ai - bx), °зз - ~ciya[2 - cisbj2 - 2ci,ái2, a34 = 2clxd[, a35 - c\yW\ ~ b\), ' озб ~ flia'iCiy + bibjcij, — 2did[cix, . o44 --2(cix+ c2x+c3l),. а4з = Scixdi — 2c2ld2 + 2c3xd3, (16)

04T=2c3x, «49 = 203,^3, a55 = -2(ciy -f c2„ + c3]¿), . ose - ~ciy(ai -bi)~ c2u{a2 - b2) - c3y(a3 - h), ,

058=2c3l/, 059 = c3y(a'3-bj),

lee = - [ciy b\) + c2„ + b|) + c3„ (a¡ +Щ) +

+ 2clxd'í + 2с2га'| -f 2c3xcß], "67 = -2c3xd3, a68 = c3v(a3-b3), авз = c3va3a3+c3yb3b'3-c3i:djd3, «77 = —2c3l, a79 = —2c3rd3, a88 = -2c3y,. «89 = -сзу(аз - Ьз), • a9ä = - [¿з^о!,2 + сз^Ь^2 + 2c3l42] ■

Коэффициенты b¡i¡ определяются' аналогично элементам a,t, если d выражениях (1С) коэффициенты жесткости C¡x, 0¿x, С31, С1;(, Сзу заменить коэффициентами демпфирования - (5ку. *

В вырал<ешигх (13)—(15) приняты обозначения f=Jli+2mfirBi?D(ccs/i-cost'); a-uj-i-ip^ где ¿-угол между

осями ОХ и OjXi (на рис.5 не обозначен); г, - радиус дпсбалансной массы; /?а,- расстояние от центра массы 1 до осп маховика двигателя; 7 - угол между Rü и осью 0\Х\\ tpa - сдвиг по фазе дисбалац'сисй массы; иа - частота вращения вала двигателя.

Значения Ру-Рз Определяются выражениями;

Pi - г/1дгв {Здз (wB + <Ь) cos а — 3д3 с?3 cos'¿- 1 •

э

. - (w, + Яз)й siu Q-hql sin5} + + h>irh)'>

j=l

P.¿ = mara {3g3(w, + q3) sin a - 3g3(b sin <5+

s

+ H + 4з)3 cosacoso} + y](a2jqj +b2jgj);

pí . , ' (17)

• P3 - ТПд Гп { ó'i [(ы8 -i- c3) cos a - ó3 eos é] -f-+ Й + ёз) sin a - <73 sin <5] + + iqslibUa sin Ц -f 2g3 eos ¡i + w® Jí„ eos p) + .

+ ~ тплгЕд(ив + q3) cosa.

Системный анализ и метод конечных элементов в проблеме выброшу стыческой динамики ЗТМ

Основным вопросом при решешш проблемы создания малошумвой машины является задача выбора наиболее подходящего варианта реше-. ния. В таком случае требуется метод, дающий возможность {шализиро-■ вать сложные процессы как целое, обеспечивающий полноту каждой аль-.. тернативы, позволяющий вносить количественные и. качественные критерии ее эффективности. ' .

В центре методологии системного анализа находится операция количественного сравнения вариантов, которая выполняется' с целью выбора оптимального варианта, подлежащего внедрению в практику.

Большой вклад'в разработку теории системного анализа и идентификации сложных динамических систем внесли отечественные и зарубежные ученые, на труды которых опирался автор при решении методологических вопросов ц идентификации вибрракустического процесса на ЗТМ: Н.П.Буслешсо, Г.А.Биккей, Д.Гропп,'М.Месаревнч; Я.Тахакара, С.Оптаер, Ю.А.Туыанов, П.Эйкхофф, Р.М.Юсупов и др.

Применительно к проблеме прогнозирования ьиброахустических параметров ЗТМ системные объекты интерпретируются следующим образом; нход - возбуждающий воздействия агрегатов и узлов машины на другие структурные составляющие, входящие и конструкцию машины; при этом возбуждающие воздействия претерпевают изменения; выход -результат конечного состояния процесса; процесс переводит вход сигнала в выход, Например, и процессе передачи впброакустпческой энергии по конструкции ЗТМ происходит ее излучение в пространство, рассеяние н поглощение, связь определяет следование процессов.

На ЗТМ, как иа.искусствешю^й системе, предусматриваются три разных по своей роли подпроцесса: основной процесс, обратная связь и огра- • ниченне.

Важным этапом исследования сложных систем считается этап идентификации их структуры. На основании изучения информационных источников можно идентифицировать образование, распространение и излучение структурного шума на ЗТМ сложной четырехуровневой параллельно-последовательной системой. На первом уровне (Л) рассматривается совокупность рабочих процессов, протекающих параллельно в двигателе, коробке передач, карданной передаче и других агрегатах, вызывающих возмущающее действие. Второй уровень иерархии (Л) включает механическую подсистему в виде конструкции двигателя,. коробки передач л других агрегатов и механизмов,, которые возбуждаются от сил, возникающих при совервшши рабочих процессов внутри этих агрегатов и передают возбуждение на более высокий уровень через опорные и иео-"порные связи. Третий уровень иерархии (С) ориентирован на интегрирование структурного шума от различных источников и представляет собой пространственную рамную конструкцию. На четвертом уровне иерархии . (Ь) рассматривается место приема вибрации и структурного шум е..

Процессы в подсистемах А отражают рабочие процессы, происходящие в агрегатах и механизмах машины. Сюда могут относиться остаточная неуравновешенность двигателя, резкое возрастание давления газов ь цилиндрах двигателя при сгорании рабочей смеси, а также удары в сочленениях деталей, при работе зубчатых передач, пульсации давления в гидравлических системах и другие.

Процессы D - корпусные детали агрегатов и механизмов, которые реагируют на свои внутренние воздействия и через опоры передают »и» броакустическнй сигнал далее в раму машины.

■ Рама машины (подсистема С) является интегрированным процессом, так как суммирует воздействия всех узлов и агрегатов, установленных на ней. Прн этом объекты подсистемы В теряют свой независимый характер.

Далее выход из подсистемы С через опорные связи поступит на вход подсистемы D, представляющей собой кабину - замкнутую объемную •конструкцию. Если звуковая вибрапня проникает в кабину через опор ные связи, то обшдй шум в кабине увеличивается.

« Операционная система позволяет на стадии проектирования машин

при расчете илиять на выходы подсистем через обратные связи. Целью обратной связи является управление через модель воздействия после сравнения выходного сигнала, например, виброскорости с критерием. Таким образом, модель выхода и данном случае содержит предсказанные оценки, которые определяют состояние системы, например, виброскорости пола кабины при данном уровне характеристик - модуле упругости, жесткости, коэффициенте внутреннего треиия материала и т.д. Цель будет достигнута, когд;? внброскоростн пола и разных направлениях пространства станут соответствовать требованиям.

Задача npoi позирования виброакустических параметров на заключительной стадии проектирования ЗТМ формулируется как задача нахождения отклика сложной динамической системы в виде функций распределения в пространстве и времени скоростей, ускорений, сил, виброаку-стнческих мощностей и'других характеристик отдельных точек системы на действие возмущающих сил различного характера в источниках. Задача прогнозирования включает также способы регулирования этого отклика в требуемых пределах.

Среди современных методов численных исследований методу конечных элементов (МКЭ) принадлежит особое место. Эффективность метода объясняется наличием программ для ЭВМ с высокой степенью автоматизации генерирования сети конечных элементов, формирования н решения огромного числа алгебраических уравнений, а также хорошей графической нитепрстацией полученных результатов.

При использовании МКЭ.в рещении вышеприведенной задачи автор опирался на основополагающие труды: К.Бате, Е.Вилсоца, Й.Ф.Бессслн-нга, Р.Галлагера, В.Ю.Завадского, О.Зеикевича, С.В.Куркова, Ю.И.Немчинова, М.Секуловича, В.С.Чувпковского и др.

Анализ и решение проблемы прогнозирования елброакустических параметров ЗТМ как сложных динамических систем сводится к пошаговому нроцес(!у. Процесс представляется алгоритмом, включающим шесть, важнейших операций: дискретизацию сплошной среды; выбор интерполяционных функций; вычисление характеристик элементов конструкций; формирование уравнений для ансамбля конечных элементов; решение системы уравнений; расчсг требуемых параметров. '

Вйкнове численных алгоритмов, реализованных в комплексе, лежит МКЗ в форме метода перемещений. Расчетная схема в этом случае представляется по МКЭ и виде ансамбля конечных элементов (КЭ), со. единённых друг с эругем в узлах.

Уравнение равновесия г-го ХЭ записывается в локальной системе координат (ЛСК) элемента и и матричной форме имеет зид

л ä * л л л л

Mi + D, u; -f CiUi = Si, (18)

А Л л. .

где МI, Di, Vi - матрицы масс, демпфирования и жесткости г-го КЭ в ЛСК; t/,, i, - векторы перемещений и внешних сил, действующих на 1-й ллеменг со стороны других КЭ.

1

21

Размерности матриц и векторов и (18) определяются количеством степенен свободы (СС) элемента, б качестве которых принимаются независимые. перемещения узлов КЗ.

Переход от ЛСК 1-го элемента к.глобальной системе координат (ГСК) для всей конструкции осуществляется с помощью соотношений

^ = ТГД; К{ = , ■ (19)

где А',- - блочно-диагональная матрица преобразования координат, име* ющая раздельные блоки по узлам КЭ и видам СС (линейные и угловые); К^ - >й блок матрицы преобразования, составленный из направляющих косинусов осей 1-й ЛСК в ГСК; й,-, 5; - векторы г-го элемента в ГСК. « Динамическое уравнение равновесия всего ансамбля КЭ и узлов имеет вид:

МП<- + Ои(+СЪ* = р' + г', (20)

здесь А/ = ^ М{ + £ Мь и аналогично 1), С - глобальные матрицы ап-' | к

самбля; и'\ р*, г' - гдаобальпые векторы, соответствующие произвольному моменту времени Степени свободы, соответствующие абсолютно жестким опорным связям, обычно исключают из системы уравнений, поэтому вектор реакций г* и дальнейшем не учитывается.

Интегрирование матричного уравнения (20) по времени выполняется прямым пошаговым методом Пьюмарка, который описывается на разных временных соотношениях между векторами в моменты / и ( + 6, где 6 -шаг интегрирования.

= 0,5 6 , й'^-н1 = 0,56 , (21)

С помощью соотношений.(21) дифференциальное уравнение (20) преобразуется в алгебраическое уравнение

Ай'+6'= (22)

где разрешающая матрица А и вычисляемый на каждом иромс/шом шаге вектор нраяой части </|+6 определяются выражениями

(¿3)

Т^ + -ь \ (р< 124)

. Таким образом, по методу Нъюмарка на каждом временном шаге выполняются следующие операции:

1) вычисление но (2-1);

2) нахождение из решения системы (22);

А=рМ+би+ 2°'

3) определен)!»; îî и If из соотношении (21).

Глобальная матрица демпфирования з уравнении (18) представляется г> соответствии с ninoT030ii вязкого сопротивления Фойгта.

' Дискретизации конструкции 3ÏM может Сыть осуществлена двумя видами пространственных стержневых конечных элементов (КЭ): 1) стержневой КЭ с 12-ю степенях*!' свободы. В пом учитываются напряженно-демпфируемые состояния (НДС) - растяжеаня-сжатпя, кручения и изгиба в двух взаимго перпендикулярных плоскостях; 2) стержневой КЭ с Г,-к, степенями свободы, учитывающий только НДС растяжения- сжатия.

При работе двигателя и трансмиссии в конструкции машины наряду с низкочастотными иознлкают среднечаститпые н высокочастотные колебательные процессы. Для описания НДС изгиба п КЭ с 12-ю степенями свободы использовалась уточненная балочная теория Тимошенко, учитывающая деформации сдвига и инерцию попорота поперечных ссченпП. ' Для выполнения численных исследований на ЭВМ разработана пространственная топология автогрейдера класса 160 (рнс.7). В данном случае для дискретизации рамных конструкций, двигателя, коробки .перо-дач, карданной передачи, опорных связей, пневмошин, грунта, кабины п др. использовались КЗ с 12-ю степенями свободы. Для дискретизации балансиров ведущего моста, сферического шарнира тяговой рамы, гидроцллалдрор и др. - КЭ с б-io степенями свободы, которые на рис.7 показаны пунктиром. .

: Указанные наборы КЭ и их степеней свободы позволили моделировать жесткие соединения топологической схемы двумя видами КЭ. Все. го для создания топологической схемы было использовано 212 элементов первого зада, которые по свонн физическим а геометрическим параметрам разделены на 31 тип п 17 элементов второго вида, разделенных на 8 типов. Общее количество узлов соединения КЭ составило 191, степеней свободы - 1164. - ,

Ориентация КЭ в пространстве (JICK) производилась п соответствии с топологической схемой в осях Ю - I, 2, 3 (рнс.З).

Для стержневых КЭ, моделирующих пцевмонпшы, приведенные характеристики определяются из условия эквивалентной жесткости стойки со свободным верхним и. защемленным нижним копцами по известным а строительной механике формулам.

Независимо друг от друга исследовались быстропеременные процессы lia ЗТМ, вызванные следующими возмущающими воздействиями; вариант "а" - ocratoHHolt неуравновешенностью двигателя п сборе, динамическим дисбалансом карданной передачи и неуравновешенностью ведущего вкпа коробки передач; вариант " Ь" .- импульсами сил давления газов а цили£1драх двигателя, при котором звуковая' энергия п опорные связи передается двумя путями; вариант "с" - импульсы сил, возникающие в 'зацеплении пары, шестерен в коробке передач при иерссопряжешш зу бьев. • . ' ; '

Численные исследования виброахустическпх" параметров проведены

го программному комплексу "IMPULS", предназначенному для расчетов быстроперемешшх процессов в сложных пространственных конструкциях. Результаты расчета представлялись в виде графических зависимостей скоростей, ускорений, сил н мощностей в функции времени. Такие зависи: юсти получены для различных направлении в пространстве г для разных узлов топологической схемы. В частности, па рис.4 представлены виброскоросп; в направлении Y в узлах креплепня виброизолягоров к раме (177, 1СЗ, 170, .165). На основании полученных графических зависимостей составлены таблицы, отображающие виброакустические характеристики пола кабины в точках крепления виброизоляторов'при различных коэффициенте внутреннего трсипя {ß) и модуле упругости резины в вибронзоляторах (Е). В эхом случае возбуждающие силы выбирались по варианту "с". .

По данным расчета построены графики рис.5. Анализ графиков показывает, что изменение модуля упругости резины в вибронзоляторах кабины и двигателя оказывает существенное влияние на амплитуды вн-броскоростей лола кабины при вынужденных колебаниях. Увеличение модуля упругости резины в вибронзоляторах кабины повышает амплитуды виброскоростей пола кабины во всех неправ пениях. Влияние модуля упругости резины в зиброиэоляторах двигателя более значительно. Как видно из рнс.9, увеличениг Е на 2 кН/м вызывает.повышение виброско-ростсй в направлении У в 1.00...1,14 раза в диапазоне изменения модуля упругости 3-10s...13-103 кН/м и в 1,21...1,9.3 рааа в диапазоне изменения Е 13'103...23-103 кН/м. В других направлениях имеет место большее изменение виброскоростей от Ё, но абсолютны« значения виброскоростей значительно меньше.

При возбуждающих нагрузках по вариантам " Ь" и " с" амплитуды вн-. броскоростей в узлах крепления кабилы к виброизоляторам в направлении У возрастают в 1,53...1,34 раза прл увеличении модуля упругости резины в 1',5 раза.

Все панели кабаны ЗТМ являются взаимосвязанными источниками виброакустической экергии. Вибрация панелей в результате распространения в них нзгибныч голн' вызывает излучение звука в ограниченный объем кабины. ...

Пользуясь формулой (1), а также ,известнымн зависимостями для определения уровня звуковой мощности (1,Д среднего уровня звука ьа измерительной поверхности (Lmi), средний уровень звукового давления в полосе частот на измерительной поверхности кабины вычисляют по формуле:

1 Ln = 10 lg g Ю®'1 Lmi ] - к, дБ, (25)

• где » - число панелей кабины, принято п—6; к - постоянная, учитывающая влияние отражённого звука в полосе частот. Резулъ гаты вычислений сведены в табл.1.

Рис.4. Вибросксросги б узлах крепления виброизоляторов кабины к полу кабины в функции времени действия возбуждающей силы. Направление У

£=2Ы()'' кН/м:jß=2ü-10~" i» пиброшоляторах дииганмя

I

27

Как аидно из табл.1, структурный шум автогрейдера класса 160, излучаемый всеми панелями кабины при равных внброскоростях, линейно зависит от модуля упругости резины в опорных связях кабины и составляет в общем шуме в кабине 50...60%. Таким образом, снижая внброско-рость панелей за счет изменения модуля упругости в опорных связях, можно уменьшить структурный шум в кабине.

Таблица 1

. Ориентировочные значения структурного шума, излучаемого панелями кабины автогрейдера класса 160

Е103, кН/м У„к Ю-3, м/с Расчетные параметры

\У{ Ьр 1>1РЛ ¿т .

3 0,685 39,00 55,91 53,00 42

7 0,880 • 64,43 58,09 55,17 44

- п 1,080 94,04 59,87 56,95 -46

.15 1,270 134,19 61,28 58,96 47

19 1,470 179,79 62,55 59,63 49

23 1,780 263,61 64,21 61,29 50.

Рекомендуемые значения модулей упругости резины в виброизоляторах двигателя 19,9-103 кН/'м; кабины 3,4-103 кН/м при нагрузках по варианту "а". При нагрузках по вариантам "Ь" и "с" рекомендуемое значение модуля упругости в внбронзоляторах кабины 7,5-103 кН/м.

Дальнейшее уменьшение модуля упругости в опорных связях двигателя, коробки передач и кабины снижает структурный шум в кабине, но при этом возрастают амплитуды перемещений источников и кабины, что нежелательно. "

Метрология экспериментальных исследовании

Главная цель экспериментальных исследований связана с определением виброакустических характеристик ЗТМ ири различных режимах работы, оценки влияния технологических и конструктивных факторов на звуковую вибрацию н общий шум в кабине, с разработкой и обоснованием способов определения вклада источников виброакустической энергии в общее звуковое поле машины и динамической балансировки карданной передачи.

Теоретической базой явились фундаментальные труды по проблемам методологии экспериментальных исследований. В практических решениях автор опирался на многочисленные работы в области экспериментальных исследований колебательных процессов тяговых машин: П.В.Аксенова, Дж.Бендата, И.И.Боголепова, Г.В.Веденяпнна, В.Я.Галь-чука, В.А.Грановского, Т.А.Геводяна, Н.И.Ивапова, Ю.И.Иориша, В.С.

Лихачева, В.В.Клюева, И.И.Клюкина, А.Е.Колесникова, Д.К.Мантгоме-ри, Р.Мэнлк, А.С.Никифорова, Г.Л.Осипова, В.И.Попкова, Л.З.Рушимс-кого, А.А.Харкевича и др.

Для проведения исследований определены различные машины, относящиеся к землеройно-^гранспортным. При этом базовые тягачи и специальные шасси имели разную колесную формулу. В частности, автогрейдеры тяжелого класса -1x3x3, автогрейдеры среднего класса -1 х 2 х 3 и базовые тягачи с колесной формулой 4 х 4 и 2 х 2.

Для определения эффективности вибронзоляции кабины ЗТМ разра- . ботаны методики лабораторных исследований опытных виброизоляторов с упругим элементом, разработанным на различные виды деформации, например, сжатие-сдвпг-коаксиалыюе кручение. Испытание виброизоляторов осуществлялось на стенде типа ВЭДС-200А.

Для исследования виброакустических процесов специальными методиками предусматривались опыты при различных режимах работы ЗТМ. Все опыты проводились на твердой поверхности в свободном звуковом поле.

В общем случае при исследовании параметров вибрации, структур- , ного и воздушного шумов машин, отдельных агрегатов к узлов использовались датчики тензометрические, пьезокерамические, индуктивные и микрофоны.

Измерению подлежали: сила тяги машины, частота вращения ведущих и ведомых колес, время процесса, виброскорости и виброускорения в различных точках, динамические силы в опорных связях источников, шум в кабине и др.

Регистрация и запись параметров осуществлялась одновременно с помощью осциллографического комплекта типа К-008 и всех виброакустических характеристик с использованием магнитографа типа 7005 "Брюль и Къер". В отдельных случаях для измерения виброакустических характеристик использовались прецизионные шумомеры типа 2203, 2204 с набором 1/3-октавных и октавных фильтров фирмы "Брюль и Къер".

Программа экспериментальных исследований, таким образом, учиты- ■ вает испытания машин с разной схемой компоновки трансмиссии и'различными колесными формулами, во многом отражающими характерные особенности виброакустического процесса па большинстве землеройно-транспортных машин. Сочетание лабораторных и лаборагорно-полевых исследований позволяет более глубоко и всесторонне изучить образование, распространение п излучение виброакустической энергии на ЗТМ и влияние на нее технологических и конструктивных факторов.

Результаты экспериментальных исследований ц их анализ

Результаты исследований виброакустических процессов в различных . то шах машины, отдельных агрегатах и механизмах оказываются связанными, так.как обусловлены общими источниками виброакустической энергии.

Анализ параметров впброакустнческнх процессов н их взаимосвязи позволяет решить ряд важных практических задач, таких, как определение вклада источников в виброакуепнсское поле машины, установление причинно-следственных зависимостей между параметрами агрегатов, узлов и механизмов с »гидроакустическими характеристиками, путей распространения виброакустической энергии и способов ее снижения и др.

Одним из способов снижения виброакустической энергии, пропикаю-щне11 в кабину ЗТМ через опорные связи, является нрнмененне более эффективных виброизоляторов, проявляющих высокие виброизолирующие свойства в различных направлениях действия динамических сил и широком диапазоне частот. Такие внброизолятрры автором разработаны . (A.C. N160405?) и испытаны на вибрационном стенде типа ВЭДС-200А со статической нагрузкой 4.0 кг. Эффективность виброизоляции определялась по формуле

BIi=lClg(KV/a2), .. (20)

где Va, Va. - амплитуды виброскоростей стола вибростенда и груза, установленного на вибрсизоляторе, соответственно. .

Результаты внбромснытапий показали, что штатный виброизолятор кабины ДЗ-122А-1 в виде сайленд-блока имеет высокую жесткость а радиальном направлении, вследствие чего обладает низкой эффективностью виброизоляции, которая не превышает 3...14 единиц в диапазоне октавных частот 1G—1000 Гц.

Наибольшей эффективностью (ВИ) обладает опытный виброизоля-.тор с упругим элементом, работающим iia сдвиг-коаксиальное кручение. Значение ВИ в этом случае лежит в пределах 22..,32 ед. в том же днапазо-. не октавных частот. Опытный виброизолятор с упругим элементом, работающим на сдвиг-сжатис-коаксиальное кручение, имеет ВИ=22...27 ед. •и проще по конструкции. Данный виброизолятор рекомендуется к внедрению.

Внброакустическая мощность является обобщающим параметром, по которому однозначно оценивается виброакустическая активность двигателя, других агрегатов и механизмов с учетом всех видов колебаний и путей их распространения. На низких и средних частотах излучаемая в опорные связи, например; силовым агрегатом, виброакустическая мощность определяется в основном действием динамических сил и виброскоростей в трех; взаимно перпендикулярных, направлениях.

Опытами подтверждено, что среднеквадратичное значение виброско-piocrii, измеренное в какой-либо точке конструкции в частотном диапазоне 10...1000 Гц, наиболее точно отражает определенный уровень виброакустической энергии в данной точкб.

' Анализ спектров показывает, что потоки виброакуетическ->й мощности, излучаемой силовым агрегатом в опорные связь' в вертикальном и поперечном направлениях относительно продольной оси машины по своему значению близки. Е продольном направлении поток мощности значительно меньше, так .как уровень виброскоростей с этом направлении находится в пределах 18...25 дБ.

Экспериментально также -установлено, что примерно в 2 раза больший зиброакустический поток в дзигагелях типа Р-6 проходит через опорные связи, расположенные ближе к маховику, чем через передние опорные связи. • . •

С целью выявления вкладов источников шума в общее звуковое поле кабнньг) исследования проводились по специальному методу (A.C. N1659765). Результаты экспериментов представлялись в виде частотной характеристики шума и эквивалентного уровня звука (табл.2).

. Таблица 2

Источники Октавные полосы со среднегеометрическими частотами Эквивалентный

• 31,5 63 125 •250 500 1000 ' 2000 4000 «000 уровень звука, дБА

Дпиппели 88 81 76 80 75 74 73 70 62 90

внутрен.' сгорания

Коробка S6 75. 74 7S 73 GS 72 50 44 8S

передач

Ведущий 75 70 68 64 65 63 . 56 52 43 77

мост

Общий 90 82 79 84 77 75 76 70 GS 92

шум

Kai: видно из таблицы, кроме двигателя, в общее звуковое поле существенный вклад вносит коробка передач с карданной передачей и в меньшей степени ведущий мост.

. Вклады источников определялись путем отключения от двигателя и использования известного метода энергетического суммирования уровней звукового давления (дБ) и эквивалентного уровня звука (дБА).

Повышенные динамические нагрузки, передаваемые на раму машины через опорные связи двигателя и коробки передач, могут быть вызваны динамическим дисбалансом карданной передачи. • -

Разработан способ динамической балансировки карданной передачи непосредственно па машине. Дан аналитический метод расчета массы и положения уравновешивающего груза на карданном валу. ■''

Влияние динамической балансировки кардацной передачи на шум в кабиие может быть существенным. Пр-д испытании автогрейдера ДЗ-122А-1 был записал шум в -кабине до и после динамической балансировки карданной передачи, в результате эквивалентный уровень звука снизился на 1,5 дБА. ' .

Следовательно, динамическая балансировка карданной передачи в сочетании с присоединенными деталями двигателя а кбробкн передач является эффективным способом снижения шума в кабине.

Виброакустическпе характеристики ЗТМ вменяются по своему абсолютному значению в некотором диапазоне в зависимости от режима

niif»i>o;u:yrri!4orKoli мощности, шлучасмоП дшп-итглгм и опорную связь в нортмкилыюм пппраипеппи

llfilH Yi X: 30Hz

1. Oru -Л-

Ы2 AUTO SPEC CH.fl 32

Y: l.OOraU . RI1S UIM . , - , . i--

X: OHz t 1.6kHj' LIH i-vel_b Kjsr

Spup Ш2 ' ttR : 15 isja toe 2034 TOTfiL : 6:

I

0.8,-л

0. of,.J

f.::

0.4n<

0.2ti

0.0,

J:iiliiligliiill

л 'l"v'v ' 1 « ' 1 ■ .»■«« 1» i,» 4 ■ ■■» »« ■ ■ m,. ■ . ...him ,.тт щ

0.0k 0.2k 0.4k 0.6k 0.8k 1SP.H+ SPEEB ВI REC7 I Oil 112 AUTO SPEC CH.B Y : 2 . OOiaU R11S LIH X:. 0H= + 1.6kHr: LIH

SETUP Ml 2 (ifl: IS

1.0k

1.2k

1.4k

1.6

г. ut.i

1.5m

1. Ом i

0. 5r,i ■

У ,

МП I II Y: X: 25811 =

T О T П L : 5 <

оТоГ

0.0 -,•

. 0.0k 0.2k

0.4k 0.6k ISP.H4 2.FORCE 10' COHERENCE ' . Y : 1.00' X: ОНг + LIM

SETUP U12 ttfi; 10

1.0

I. Ok

. tlR 1II Yi 1. ' : 9 4 ь 11 =

: утят**

Q.

Ж::::::::::::::::::::::::::::::::::

J !:-r

1—|— l.Ck

1.2k

1.4k

1.6k

Pnc. 7 . Спектры скорости, силы и когерентности на полу кабины и узлах креплешш Блброизоляторо1)'(0177, 0163, 0179, 01GS)

работы, колебаний силы тяги, реакций грунта, действующих па колесный дшшитель, и.других фактЬров.

Получены тяговые характеристики различных ЗТМ, зависимости шума в кабине (I) и внброакустнческой мощности, излучаемой в опорные связи (IV2) от силы тяги. IIa рис.С представлена такая характеристика погрузчика ТО-18 с ГМКП, из которой видно, что максимальные IVг ii L соответствуют максимальному значению тяговой мощности.(Nr„iax). Режим работы ЗТМ, соответствуювщй максимальной тяговой мошности, рекомендуется принимать за расчетный. 'Для разных ЗТМ NTmai лежит-п пределах изменения коэффициента буксования 11...22%.

При измерении н.обработкс пиброакустическпх параметров на.тяговом режиме использовался двухканальный анализатор сигналов типа 2034 н графический регистратор типа 2313 "Брголь и K'i,ep", одновре-" менно обрабатывающие сигналы с акселерометра и ньезокерамнческого датчика силы. Затем определялась когерошшя этих енгналоп. 'Вибро-акустпческая мощность, излучаемая источниками через опорные связи, в угом случае определилась выражением

IV,- = FiqiKi Вг, (27)

г;!,2 Fi, (ц, Ki - соответственно динамическая енла, инброскорость н когерентность в г'-ом направлении в определенной точке измерения.

Типовые спектрограммы для направления Z (вертикальное) представлены на рис.7.

Таким образом, определены потоки внброакустнческой мощности, излучаемой источниками в разных направлениях пространства, выявлен расчетный рел-гим длп определения ыакснмальннх значений параметров звуковой вибрации и шума ЗТМ. Установлено влияние различных конструктивных и технологических факторов на виброакустические характеристики машины. Определены способы разделения источников н динамической балансировки карданных передач.

Комплексный анализ эффективности малошумпых ЗТМ и технологии их "проектировании

В общем случае результат создания малошумных машин представляет из себя совокупность научного, технического, организационного, социального и экономического эффектов.

Анализ перечисленных показателей необходим для объективной оцен ки рациональности поставленных и осуществляемых задач по прогнозированию.

__ Комплексный анализ сопоставляемых методов и средств виброшу.мо-защиты машин завершается экономическим анализом. При определении экономических показателей в основу положены "Рекомендации по расчету, экономической эффективности, мероприятий по сшокеншо производственного шума", утвержденного Научным советом по проблеме "Охрана труда" Госкомитета Совета Министров СССР по'пауке и технике м ВЦСПС 29.11.76. • •

Для автогрейдера класса 160 годовая экономическая эффективность при снижении шума в кабине, на 3 дБА (до нормативного значения) составляет 3,337 условных единиц в год на одну машину.

Комплексный анализ, таким образом, позволяет сделать объективный обобщающий вьшод о целесообразности принимаемого варианта малошумной машины.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Установлены конструктивные особенности ЗТМ, выделяющие их • в особую группу с точки зрения образования, распространения и излучения внброакустпческой энергии, при этом в формировании возмущающих воздействий, обуславливающих звуковую вибрацию, определяющее значение принадлежит не только двигателю и коробке передач, по и карданной передаче.

2. Установлено, что помимо возмущающих сил в двигателе.; вызванных остаточной неуравновешенностью, на средних и высоких частотах

, при сгорании рабочей смеси в цилиндрах возникают звуковые волпы, обуславливающие звуковую вибрацию а опорных связях за счет сдвига 1 фаз звуковых волн, приходящих к опорным связям двигателя разными по длине путями. Предложен приближенный метод расчета этих сил.

3. Экспериментальным методом установлено, что исто танком цовы-шенпой вибрации может быть верхняя карданная передача в трансмиссии ЗТМ с динамическим расбалансом, являющимся результатом погрешностей при изготовлении и монтаже на машине.

Решена задача вибродинамшш карданного вала, установленного в упругие опоры с различной жесткостью в двух шаимноперпендикуляр-ных направлениях. Решение данной задачи является новым положительным вкладом в дннамиху валов с упругими опорными связями.

4. Предложен приближенный метод расчета возмущающих сил, возникающих в зацеплении зубчатых передач, и импульсов сил в опорных -связях коробки передач, обусловленных сдвигом фаз звуковых волн, приходящих к опорам разнымй.по длине путями.

Рекомендуется для практического использования ориентировочный метод определения положения плоскости установки опор гидромехани: ческА! коробки на раме ЗТМ, заключающийся в том, чтобы данная плоскость проходила через главные оси йнерцин системы гидротрансформатор-коробка передач. В этом случае вибрационная энергия, передаваемая на • раму, будет наименьшей.

5. Развиты теоретические основы динамики трехмассовых разветвленных динамических неконсервативных систем, позволяющие на раннем этапе проектирования малошумных ЗТМ определить влияние возмущающих енл в источниках на вибрацию кабины и установить физические -и геометрические параметры упругих связей источников и кабины.

6. Рекомендуется для ьнедрения в практику создания малошумных машин методология численных исследовалий и решения задачи по снижению виброакустнческпх параметров, влияющих на стрз'ктурный шум

и кабине. Прииятш! методология опирается па принципы системного подхода к решению проблемы и базируется на операционной системе, отображающей сложный многоуровневый процесс образования и распространения звуковой вибрации но конструкциям машины.

Предлагаемая операционная система показывает, к;ис можно при чц-сленных исследованиях влиять на выходы подсистем через обратимо связи, с целью получения требуемых характеристик звуковой вибрации.

7. Разработан ;1лгорнтм численной интегральной технологии и зада» чах виброакустики ЗТМ, базирующейся на методе конечных элементов.

Создан метод составления топологической модели ЗТМ, основанный на применении пространственных стержневых конечных элементов с 12-ю и С-¡о степенями свободы, и которых дли описания нинряжешю-* деформируемого- состояния изгиба используется уточненная балочная теория Тимошенко.

8. 11а основе результатов численных исследований МКЭ изменение коэффициентов внутреннего трения резины в вииронзоляторах источников и кабины че оказывает заметного влияния па амплитуду внброгко-ростей пола кабины, н то время, как модуль упругости резиновых элементов в вииронзоляторах агрегатои и узлов существенно влияет на амплитуды внброскоростей. При увеличении модуля упругости резины в лнброизоляторах двигателя и кабины в 7 раз амплитуда виброскоростп пола кабины увеличивается в 2,-14...2,";0 раза.

9. На основе теоретических и экспериментальных исследований для определенна пиброакустическнх параметров определен расчетный режим работы ЗТМ, характеризующийся силой тигн движителя, при которой тяговая мощность максимальная. При этом коэффициент буксования для разных машин и поверхностей движения лежит в предел;« 11...22%. Повышение тяговой мощности на 20% влечет за собой увеличение общего шума в кабине в среднем на 0,5 дВЛ.

10. Решены инженерно-технические и технологические задачи но разработке и созданию новых конструктивных устройств и способов снижения вибрации и структурного шума" на ЗТМ, в частности: разработан новый способ разделения источников ииброацустнческой энергии на ЗТМ, с целью определении их вклада и общее зиуконое ноле машины и кабины; предложен способ динамической балансировки карданных передач в сочетании с сопрягаемыми деталями непосредственно на машине. Это позволяет снизить шум манаты на низких частотах; получены аналитические выражения для определения массы а положения уравновешивающих грузов при динамической балансировке карданных передач.

11. Научные и практические разработки определили возможность реализации численной интегральной технологии проектирования малошумных ЗТМ.

* Научные и практические попроси виброакустнческой дшгамлкнЗТМ, получившие развитие п диссертации, внесли положительный вклад в теорию и практику борьбы с вибрацией а шумом иа землероПно-транспорт-них машинах.

12. Датьнейшсс использование научных результатов связывается с развитием и решением проблемы снижения воздушного шума, проникающего в кабину ЗТМ через панели, на основе применения численных интегральных технологий. .

Основные положения диссертации опубликованы.в работах:

1. Ульянов H.A., Устинов Ю.М. Исследование тягово-сцепных качеств опытных шин размером 2G0-508P модели 0-43 на автогрейдере Д-598А// Сб. статей. Исследование и расчет строительных н дорожных машин.-Воронеж: Нзд-во ВГУ, 1974.- С.8-10.

2. Ульяной H.A., Устинов Ю.Ф. Анализ и синтез механизма переключения золотниковой коробки поворота одноосного колесного тягача MÖA3-529E// Сб. статей. Исследование и расчет строительных и до. рожных машин.- Воронеж:11зд-во ВГУ, вйп.2, 1975.- С.78-80.

3. Устинов Ю.Ф. Аналитический метод определения положения и массы уравновешивающего груза при динамической балансировке карданного вала аатогрейдера// ЦШШТЭстроймаш/ Библ.указ. ВИНИТИ/ Деп.научи.раб., 1990,- N3.- С.101.

4. Устинов Ю.Ф. Звуковая вибрация и шум землеройно-транспортных машин// Строительные н дорожные машины, 1996.- N4.- С.23-24.

'. 5. Устинов Ю.Ф. Исследование акустических параметров автогрейдера класса 160// Строительные ii дорожные машины и их использование п современных условиях/ Сб.докл.республ.научно-техцич.коиф.- С.-П.: ГТУ, 1995.-C.S0-81. 6. Устинов Ю.Ф. Метод конечпых элементов в задачах виброакустикн тяговых машин// Новое в безопасности жизнедеятельности и экологии/ Сб. докл. Всероссийской научио-практ. конференц. с междуна-родн. уч.- С-Пб., 1996.- С.93-97. 7., Устинов Ю.Ф. Образование и распространение вибращш в автогрейдере// Тез.докл./ 46-я научн.-техн. конф.- Вороник: ВИСИ, 1991.- С.78. 6. Устинов Ю.Ф. Приближенный метод расчета положения плоскостей установки опор гидромеханических коробок передач автогрейдера// ЦШШТЭстроймаш/ Библ.указ. ВИНИТИ/ Деп.паучи.раб., 1990;- N3(222).- С.101. '

9. Устинов Ю.Ф. Разделение источников вибрации и шума на тяговых и транспортных строительных машинах/ Вибрационные машины н технологии/ Сб. докл. и материалов II-oü научн.конф.- Курск: КГТУ, 1995.- С.50-52.

10. Устинов Ю.Ф. Снижение виброакустической активности землерой-но-траиспортных машин// Изв. Вузов. Строительство, 1994.- N12.-С.117-121.

11. Устинов Ю.Ф. Снижение структурного шума на землеройно-транспортных машинах// Изв. Вузов. Строительство.- 1996.- N1.- С.93-97.

12. Устинов Ю.Ф. Состояние и перспективы развития автотракторного транспорта за рубежом// ЦНИИТЭИтракторосельхозмашина/ Библ.указ. ВИНИТИ/ Деплаучн.раб., 1983,- N2.- С.92.

13. Устииов Ю.Ф. Тенденции развития большегрузного атомобпльного

трансаорта п строительстве/ Библ. указ. ВИНИТИ/ Деп.научи.раб., 1983,- N6.- С.93.

14. Устинов Ю.Ф., Антшюв Л.А., Епифанов B.C. Вибрация автогрейдера и ее влияние па оператора// ЦНИИТЭстроймаш/ Библ.указ. ВИНИТИ/Деи.научч.раб., 1090,- N3.- С. 200-201.

15. Устинов Ю.Ф., Жулай В.А. Исследование виброакустических параметров землеройно-транспортных машин/ Пзв. Вузов. Строительство, 199G.- N6,- С.113-118. '

1G. Устинов Ю.Ф., Литвинов B.C. Динамическая балансировка карданной передачи в трансмиссиях ЗТМ//Попышение эффективности землеройных машин/ Мат. 2;ой Всероссийской конф. с международн.уч.-Воронеж: ВГАСА, 1994.- С.37-38.

.17. Устинов Ю.Ф., Литвинов B.C., Макеев В.А, Причины образования и пути распространения шума погрузочно-транснортной машины ПТ-4А// ЦШШТЭИтяжмаш/ Библ.указ. ВШШТН/ Ден.паучп.раб., 1990,- N4(222).-С.123.

18. Устинов Ю.Ф., Муравьев В.А. Амортизатор для крепления кабин// UHTII.- Воронеж, 1995,- 4 с,

19. Устинов Ю.Ф., Муравьев В.А. Способ определения виброакустиче-скнх параметров самоходных .машии// ЦНТП.- Воронеж, 1994,- N36-94, Сер.8.55.31,- 4 с. - -

20. Устннов Ю.Ф., Муравьев В.А., Фролов H.A. Резииометаллическпй демпфер// ЦНТП,- Воронеж, 1993,- N232-94, Cep.P55.03.41,- 4 с.

21. Устинов Ю.Ф., РяховскнН A.C. Снижение вибрации карданных передач н шу.ма на строительных и дорожных машинах// Изв. Вузов. Строительство.- 1090. Nil.- С.108-113.

22. Устиноч Ю.Ф., Фролов H.A., Акимов Б.Т. ндр. Выбор эффективного глушителя выхлопа машины ПТ-1А// ЦШШТЭНтяжмаш/ Библ.указ. ВИНИТИ/ Деп.научи.раб., 1990,- N4(222).- С.123.

23. Устинов Ю.Ф., Фролов H.A., Муравьев В.А. Эффективный глушители аэродинамического шума//Теи.докл./ 46-я паучн.-техн. коиф.-Воронеж: ВИСИ, 1991.- С.

24. Устинов Ю.Ф., Щербинин M.II. Виб])ация самоходных пневмоко-лесных землеройно-трацепортных машин// Повышение эффективности землеройных машин/ Мат.реснубл.конф.- Воронеж: ВГАСА, 1992.-С. 24-25.

25. Устинов Ю.Ф., Щербинин М.И., Шарипои Л.Х., Жулай В.А. Исследование шума узлов и агрегатов автогрейдера класса 160// Повышение эффективности землеройных машин/ Мат. 2-ой Всероссийской конф. с междуиародн.уч,- Воронеж: ВГАСА, 1994,- С.43-44.,

26. A.C. N1604653 SU, МКИ B62D27/4, 33/077. Устройство для крепле-шш кабины на рамс транспортного средства/ Ю.Ф.УстИнов, В.А.Муравьев, И.А.Фролов, Л.А.Антнпов и В.С.Епнфаиов(СССР).-М4477049/31-11; заявлено 1G.08.88; опубл. 07.11.90, Бюл. N11.

27. A.C. N1659765 SU, МКИ G01M17/00. Способ определения частотных уровней Вибрации элементоп кузова и кабины транспортного сред-

ства/ Ю.Ф.Устинов и В.А.Муравьев (СССР).- N4722831/11; заявлено 24.07.89; опубл. 30.0G.91, Вгсл. N24.

' 28. А.С. N1G71917 SU,MIvIi F01N1/24. Глушитель шума/Ю.Ф.Устинов,

B.А.Муравьев, В.Т.Акимов, Н.А.Фролов, В.Л.Макееи-и B.C.JIhtbuuob (СССР).- N474S794/0G; заявлено 24.07.89; опубл. 2il.0S.91. Бгол. N31.

29. А.С. N1813S90 SU, MKII F01N1/10. Глушитель шума/ Ю.Ф.Устпнов 11 В.А. -Муравьев (СССР).- N4913730/06; заявлено 21.02.91; опубл. 07.05.93, Бюл. N17.

30. Шарипов Л.Х., Жулай В.А., Устинов Ю.Ф. Результаты испыта-Hiii! автогрсйдера ДЗ-lSO-Al// Повышение эффективности землеройных машин/ Матер. 2-ой Всероссийской коаф. с междупароди. уч.-Воронеж: ВГАСА, 1994,-C.G9-71.

31. Щербинин М.П., Успшои Ю.Ф. Аналитический способ оценки совместной работы ведущих мостов двухосных колесных землеройных машин// Повышение эффективности землеройных машин/ Матер.рсс-публ. конф.- Воронеж: ВГАСА, 1992,- С.30-31.

32. Устинов Ю.Ф., Муравьев В.А. Двухкамерный несооспый глушитель шума.- Воронеж: ЦНТН, Ннформ.л., -N83-95,1995.- 4 с.

33. Устинов Ю.Ф., Муравьев В.А. Амортизатор для крепления кабни.-Вороиеж: ЦНТИ, Иыформ.л., N92-95,1995.- 4 с.

34. Устинов Ю.Ф., Муразьев В.А. Способ определения янброакустпче-ских параметре самоходных машин.- Вороне;«: ЦВНТП, Ннформ.л., N3G-94, 1994.- 4 с.

35. Устинов Ю.Ф., Муравьев В.А., Фролов .И.А. Глушитель шума.- Воронеж: ЦНТИ, Ннформ.л.% N33-94,1994.- 4 с.

36. Устинов Ю.Ф., Муравьев В.А. Глушитель шума пневмедвигателей-Воронеж: ЦНТИ, Ииформ.л., N32-94, 1994.- 4 с.

37. Устинов Ю.Ф., Муравьев В.А., Фролов И.А. Резииометаллнческий демпфер.- Воронеж: ЦНТН, Ннформ.л., N292-94,1994.- 4 с.

38. Ustinov Yu.F. Estimation of vibration acoustical parameters of vehicles bv means of fem/ Fourth Interactional Congress on Sound and Vibration. St. Petersburg: Russia. June 24-27, 1996.- P.2067-2075.

39. Ustinov Yu.F. Tiie influence of the driveline vibration ou ¿be noise in the cabiu of earth-moving machines/ Proceedings of the 12-th International FASE Symposium "Transport Noise and Vibration". St-Petersburg, Russia, 1996 September 23-25.-P.211-216. • •

40. Жулай B.A., Шарипов JIX, Устинов Ю.Ф. Особенности выбора передаточного числа'гидромеханической трансмиссии ЗТМ// Нсследо,-вадие строительных и дорожных машин/ Мслжуз-; сб. научн. тр.-Воронеж: ВГАСА, 1996.-С.12-14.

41. Устинов Ю.Ф. Соотношение виброакустических потоков энергии, излучаемых двигателем в рамные конструкщш.Опубл.там 5ке.-С.43-46.

42. Устнпов Ю.Ф., ЖулаЙ Г.А., Авдеев Ю.В., Карпов В.В. Звуковая вибрация и шум колесного фронтального погрузчика. Опубл. там жс.-

C.49-52.