автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.01, диссертация на тему:Способ и техническое средство защиты обслуживающего персонала от вибрации на картофелеуборочном комбайне

р! Г> и 2 О НОЯ Л!,!"'п

ПриЬаХ руКол

ИВАНКИ-ЧА Ольга Петровна

Способ и техническое средство защиты обслуживающего персонала от вибрации на картофелеуборочном комбайне

Спещшьность 05.20.01 -механизация сельсю хозяйственного производства

Автореферат диссертации на соискание ученой степей кандида! д технических наук

Рязань-2000

Работа выполнена в Рязанской государственной сельскохозяйственной академии имени профессора Г1. А. Костычсва (РГСХА, г. Рязань) и в Рязанском институте Московского государственного открытого университета (РИ МГОУ)

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор М.Б. Угланов

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

БАНефедов

\

кандидат технических наук, доцент В.Г. Лукин

Ведущая организация - АО «£;:рма Комбайн» (г. Рязань)

Защита диссертации состоится 25 июля 2000г. в 10 часов на заседании ученого совета Д 120.09.01 Рязанской государственной сельскохозяйственной академии им. профессора А.П. Костычева по адресу: 390044, г. Рязань, ул., Костычева, д. 3, РГСХА.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Рязанской государственной сельскохозяйственной академии.

Автореферат разослан 23 июня 2000г.

Ученый евкретрь

диссертационного совета Д 120.09.01 доктор технических наук, профессор

М.Б. Угланов

¿с £ о

ОБ1ЦАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Борьба с вибрацией на сельскохозяйственных машинах является важной социально-экономической и сложной научно-технической проблемой. Вибрация выступает как вредное явление, прежде всего по отношению к самим машинам - её источникам, так как интенсифицирует износ, снижает их надежность и долговечность, повышает уровни излучаемого шума.

В случае контакта человека с вибрирующими поверхностями возникает ряд других специфических проблем, обусловленных отрицательным влиянием вибрации на здоровье и работоспособность людей. Систематическое воздействие вибрации на работающих приводит к повышению утомляемости, снижению производительности и качества их труда, а также к развитию профессионального заболевания, именуемого вибрационной болезнью, которая в последние годы занимает ведущее место в структуре профессиональной патологии по народному хозяйству страны.

Картофелеуборочные комбайны подвергаются воздействиям колебаний случайного характера от неровностей микрорельефа опорной поверхности. Кроме того, вибрация на рабочем месте оператора возникает от вращения неуравновешенных валов и систем трансмиссии комбайна.

Анализ результатов испытаний картофелеуборочных комбайнов типа КПК на машиноиспытательных станциях показал, что вибрации рабочих площадок - переборщиков значительно превышают допустимые нормы. В связи с этим защита людей, обслуживающих картофелеуборочный комбайн, от воздействия случайных колебаний является весьма актуальной.

Целью работы являются:

- защита рабочих - переборщиков картофеля от вредного воздействия вибрации;

- разработка теоретических и экспериментальных методов исследования вибро-нагруженности картофелеуборочного комбайна;

- разработка виброзащитного устройства, наилучшим образом снижающего вредное воздействие колебаний на организм человека

Объект исследования. В качестве объекта исследования выбран картофелеуборочный комбайн КПК -2-01 и его трансмиссия.

Методы исследования В качестве основных использованы методы, базирующие на современных представлениях теории имитационного моделирования, теории колебаний, теории размерности и подобия. Для воспроизведения случайных нестационарных процессов использованы методы регрессионного и корреляционного анализов. При

проведении экспериментальных исследований и проверке адекватности имитационной модели реальным процессам применялись методы спектрального анализа, математической статистики и планирования эксперимента.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- разработана математическая модель комбайна, учитывающая динамические нагрузки от работы его трансмиссии, передаваемые на рабочую площадку;

- предложено аналитическое выражение для определения амплитудных составляющих динамических нагрузок;

- разработана математическая модель трансмиссии комбайна, описывающая крутильные колебания, возбуждаемые неравномерностью работы двигателя; которая позволяет теоретически оценить нагруженность рабочей площадки комбайна;

- разработана лабораторная установка для исследования колебаний и вибронаг-руженноста физических моделей;

- разработана физическая модель для исследования и выбора виброзащитного устройства.

Практическую ценность работы составляют:

- математическая модель динамической системы картофелеуборочного комбайна, учитывающей все факторы, порождающие вибрацию, и позволяющая на стадии проектирования исследовать и определять вибронагруженность рабочих органов и площадок;

- математическая модель трансмиссии комбайна, учитывающей крутильные колебания валов, вызванные неравномерностью работы двигателя внутреннего сгорания;

- физическая модель для исследования и выбора параметров виброзащитного устройства;

- амортизирующее устройство, снижающее вибрации рабочей площадки комбайна до уровня, установленного санитарными нормами.

Реализация результатов рабо ты. Результаты исследования, разработанные методики имитационного моделирования процессов движения сельскохозяйственной техники нашли практическое применение и внедрены в АО «Фирма Комбайн»; приняты к внедрению Управлением АПК Рязанской области; модернизированные рабочие площадки внедрены на картофелеуборочном комбайне КПК 2-01 в АОО «Высокое»; используются в учебном процессе Рязанского института Московского государственного открытого универаггета (РИ МГОУ) и Рязанской государственной сельскохозяйственной академии.

Апробашя работы. Результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава Рязанской государственной сельскохозяйственной академии и Рязанской радиотехнической академии, на научно-методических конференциях Рязанского института Московского государственного университета.

Публикации. Основные положения диссертации отражены в 10 печатных работах.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 5 разделов, основных результатов и выводов, списка литературы (137 наименований) и 2 приложений. Работа изложена на 145 страницах, включающих 5 таблиц, 86 рисунков.

. СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность исследования, сформулированы цель, задачи, научная новизна и практическая ценность работы.

В первом разделе приведен анализ работ, посвященных методам исследования. Вибрациям, механическим колебаниям в технике посвящено большое количество книг и других видов научно-технической информации.

Основы теории колебаний заложены в работах И.И. Артоболевского, A.A. Андронова, С.Э. Хайкина, И.М. Бабакова, Б.В. Булгакова, Н.В. Бутенина, А.Н Крылова, Я.Г. Пановко, С.П. Тимошенко, С П. Стрелкова и др.

Разработке статистических методов применительно к различным сельскохозяйственным агрегатам посвятили свои работы А.Б. Лурье, В.Я. Анилович, Н.М. Антышев, И.М. Бабаков, Г.В. Веденяпин, В.Д. Гольдштейн, A.A. Дмитриев, А.К. Коняхин, Г.Н. Синеоков, И.М. Панов,. A.A. Силаев, В.П. Росляков, A.A. Свешников, И.Г. Пархилов-ский, Я.М. Певзнер, A.A. Кудинова и др.

Во всех случаях теоретического исследования колебаний сельскохозяйственных машин выбирается расчетная схема, для которой составляется система дифференциальных уравнений. Для упрощения системы уравнений принимаются допущения о линейности силовых характеристик упругих элементов, входящих в систему, а силами иеупругого сопротивления в системе подвески сиденья и остова пренебрегают. Функция внешнего воздействия на систему выбирается детерминированной, но чаще всего гармонической, случайной. Для случайной функции распределения выбирается нормальный закон, ближе всего отвечающий реальной картине воздействия внешней среды.

-5В первом разделе, кроме того, были рассмотрены вопросы нормирования вибраций; сформулированы три основных критерия нормирования вибраций: обеспечение комфорта, сохранение работоспособности (производительности), сохранения здоровья и обеспечения безопасности; проведен сравнительный анализ нормированных документов ряда стран; рассмотрены средства виброзащиты человека - оператора.

Существует много практических способов устранения или уменьшения вибраций, которые выбираются, исходя из конкретных условий.

Основными способами уменьшения вибраций машин являются: изменение соотношения между частотами возмущения и собственными частотами конструкции; уравновешивание возмущающих нагрузок механизмов; изоляция вибраций и ударов; динамические гасителей колебаний (демпферы); экранирование упругих волн, распространяющихся от источника.

На основе анализа установлено, что наиболее рациональным является универсальный способ виброизоляции, сущность которого заключается в постановке виброзащитного устройства между источником вибрации и рабочей площадкой.

Вопросами исследования колебаний картофелеуборочных машин и борьбы с вибрацией на рабочих площадках занимались Б.И. Турбин, Г.Д. Петров, A.A. Сорокин, A.A. Дубровский, М.Б. Угланов, В.Н. Дроздов, A.A. Кудинова, Т.Т. Кусов и др. Однако проблема защиты обслуживающего персонала картофелеуборочного комбайна решена лишь частично. К числу наиболее эффективных средств снижения вибраций гармонического характера авторы относят уравновешивание колеблющихся рабочих органов. При уравновешивании нередко удается значительно снизить уровень вибраций, передающихся на раму машины, однако применение уравновешивающих масс создает дополнительные нагрузки в кинематических парах, которые приводят к износу отдельных узлов машин.

Амортизаторы с линейными характеристиками имеют большой динамический ход, что невыгодно с точки зрения устойчивости системы и увеличения габаритов машин. Кроме того, спектр возмущений, действующих на систему «машина-человек», расположен в широком спектре частот и всегда есть опасность входа в резонанс линейной системы.

Нелинейные амортизирующие устройства способны снижать только низкочастотные колебания. Интенсивная широкополосная вибрация на рабочих площадках комбайна требует применения более эффективных виброизоляторов.

Наиболее эффективным и приемлемым для установки на картофелеуборочном комбайне являются резинометаллические амортизаторы. Резинометаллические аморти-

заторы совмещают в себе два способа борьбы с вибрацией: демпфирование и виброи-золящло.

Монтаж амортизаторов не требует дополнительных устройств при установке их между рамой комбайна и рабочей площадкой посредством резьбовых соединений.

На основании и в соответствии с целью исследования были сформулированы следующие задами:

1. Обоснование способа борьбы с вибрацией на рабочих площадках картофелеуборочного комбайна.

2. Разработка динамических и математических моделей картофелеуборочного комбайна и его трансмиссии.

3. Обоснование параметров и разработка конструкции резинометаллического амортизатора.

4. Разработка измерительно-регистрирующего комплекса для проверки амортизатора в полевых условиях.

5. Проверка виброзащитного устройства рабочих площадок комбайна в лабораторных и полевых условиях.

6. Оценка экономической эффективности использования амортизатора на рабочий площадке картофелеуборочного комбайна.

Второй раздел посвящен разработке динамических и математических моделей для исследования вибронагруженности картофелеуборочного комбайна.

Во время работы комбайна на него воздействуют динамические нагрузки от неровности почвы, от неуравновешенности рабочих органов комбайна (шнеки, элеваторы, транспортеры) и от неуравновешенности масс трансмиссии (карданные валы, цепные передачи и т.д.). При этом комбайн совершает колебания, носящие нерегулярный ве-роягностный характер.

Большая разница между частотой колебаний комбайна при движении по полю и частотами возмущений, вызванных работой трансмиссии комбайна, допускает возможность раздельной оценки активной (от трансмиссии) и пассивной (от движения комбайна) вибронатруженности рабочей площадки.

На рисунке 1 показана динамическая модель комбайна для исследования его вибронагруженности. Обозначено - Zi,Z2, ~ обобщенные координаты системы; Сш и Срп - жесткости шин и подвески рабочей площадки; Ьш и i>pn -коэффициенты сопротивления шин и подвески рабочей площадки; hi(t) и h?(t) - кинематические возмущения опорной поверхности под левым и правым колесами.

X

г2

Срп '

1<

1 ¡«-М ,

ъ ц

ь 1 : Ь ; | 1

3-

\

т

\

Рисунок 1 - Динамическая модель комбайна КПК-2-01 для исследования его вйбронагруженности.

Н )

[1 - со/-

I и

2т> я

3

где ко - высота неровности поля, м; /0 - длина неровности поля у основания, м; V - скорость движения комбайна, м/с.

Уравнения движения комбайна получим, используя уравнения Лагранжа второго рода

5тЛ 8Г__дЛ дФ

<я{з9,) а?, а?,—

(1)

где Т и П - кинетическая и потенциальная энергии системы; Ф - диссилативная функция Релея, q¡ -обобщенные координаты системы, (¿1 - обобщенные возмущающие силы систем.

Неуравновешенные силовые воздействия, возникающие при работе возвратно-поступательных систем, вращении неуравновешенных масс, биении зубчатых передач, децентровке валов, муфт, подшипников, порождают вибрацию. Вибрация, распространяясь от источника образования, через промежуточные элементы достигает поверхности рамы комбайна, на которой расположена рабочая площадка оператора. В системах передачи вибрации от источника к опорным поверхностям особая роль принадлежит промежуточным элементам, размещающимся между источниками вибрации и опорными поверхностями, и играющие роль проводников вибрации. Они могут ослаблять ее или усиливать в зависимости от конструктивных особенностей и свойств материалов,

из которых изготовлены. Промежуточными элементами обычно служат соединения, имеющие жесткие или упругие связи с источниками.

Примем за возмущающие нагрузки реакции опор валов ВьВ2, В3, В4 и валов основного элеватора Вэо, второго элеватора Вэв и вала горки задней Вгз-Реакции опор валов определялись по формуле

(2)

л со2 { в1г(к1) ¡т(к!) )

та>2 , ,

где к = d pj , <а - угловая скорость вращения вала, рад/с; т - масса вала, кг; / - длина

вала, м, Elz- жесткость вала, Нм2.

После определения Т, П, Ф и Q, (i =1,2,3,4), получим дифференциальные уравнения вынужденных колебаний комбайна и площадки, нагруженной массой оператора

+ (2Ьш + bm)zl ~Ьтг2 -l2) + bml3)pt +(Ьт14 -Ъш{12 +ls))v2 +

+ (2Clu+Cpn)=l -Cpnz2 +(CmOi '¡г) + СРП1г V, + (CP„It-Сш(12 +l,)y/2 = = Сш (А, (/) + h2 (/)) + (Л, (/) + (/)) + 546,3 sin(56,5/) + 722 sin(31,5/) + + 888sin(24,5/) +-610sin(25/); m2z2 -bpazl +bpni2 -bPnl}tjrl + bpnlii/r2-Cpnzi + CPnz2-Crnl}y/l + Срп1лу/г =0; h9x+{bUil,h-l2) + bPnl.i)il-bmliz2 +(ЬЮ([? +ll) + bpnll)yx +{ЬШ15{12 -/,) + + bPnUtW2 ЧСщС,-h) + Cmh)zl-CPnl3z2 + (СШ(1? +ll) + CPall)yl +

+<PMh-h)+cmyi)Vt =Аш(/Д(0+W0)+cffl(W0+WO)- (3)

-231,9sin(31,5/);

1гУ>2+Фрп14 ~2bmls)zl -ЬРП1^2+(ЬШ15{12 -/,) + 6яя/з/4)(/, +(2bmll +bpnll)y2 + + (СРП14-2СШ1,Х-CPSltz2 +(Сш15(12-11) + СРлУ1)у1 +(2 Сш11 +СРП12А)гг = = -Ьш15 (ht (/) + h2 (/)) - (А, (0 + h2 (/)) + 520 sin(56,5/) +1385,3 sin(24,5/) --1844 sin(l 9,51) -1525 sin(25/). где nii - масса комбайна, кг; «j - масса рабочей площадки и переборщиков картофеля, кг; h,h~ моменты инерции комбайна относительно координатных осей, кгм2.

Полученные уравнения описывают вынужденные колебания комбайна во время работы. Первые два уравнения описывают вертикальные колебания рамы комбайна и рабочей площадки с оператором - переборщиком, а третье и четвертое уравнения представляют собой «покачивание» и «галопирование», при которых центр тяжести системы остается неподвижным, а угловые колебания происходят вокруг этой точки.

Практика эксплуатации картофелеуборочных комбайнов показывает, что в трансмиссии возможно возникновение крутящих моментов, значительно превышающих моменты, определетше из статического расчета. Это связано с упругими и инер-

-У -

ционными свойствами трансмиссии как колебательной системы, способной порождать высокочастотные возмущения, передающиеся на рабочую площадку переборщиков.

Трансмиссия комбайна представляет собой многомассовую кругильно-колебательную систему, состоящую из нескольких масс с внутренним и внешним трением, а также упругих валов. Согласно описанию конструкции комбайна, рабочие органы получают энергию от вала отбора мощности В1, через приводные валы В2, ВЗ, В4, В5. Рабочими органам являются: шнеки Ш1, Ш2, ШЗ, Ш4, Ш5; основной элеватор ЭО; ковшовый элеватор Э2; транспортер переборщик Т1; транспортер примесей Т2; горка задняя ГЗ; ботвоудалитель БУ.

На рисунке 2 представлена динамическая модель трансмиссии комбайна КПК -2-01, которая состоит из сосредоточенных маховых масс, соединенных с двигателем безинерционными упругими элементами, которые моделируют передаточные механизмы. Приняты следующие обозначения, /у -моменты инерции рабочих органов комбайна; <js- обобщенные координаты системы; 5 =0... 12; ц1 ...ц10 - цепные передачи.

На рисунке 3 показана обобщенная динамическая модель трансмиссии комбайна КПК - 2-01, на которой обозначено los - приведенный к коленчатому валу двигателя момент инерции исполнительного механизма; tps - приведенные обобщенные координаты; £= 1...12.

Характеристики трансмиссии картофелеуборочного комбайна, используемые в аналитических расчетах, определялись по стандартным методикам на реальном объекте в условиях исследовательской лаборатории завода «Фирма комбайн».

Дифференциальные уравнения крутильных колебаний трансмиссии комбайна составлены в форме уравнений Лагранжа второго рода

где <г>, - приведенные обобщенные координаты системы; Т -кинетическая энергия системы; £), - обобщенные силы соответствующие активным силам системы.

Активными силами, действующими в рассматриваемой системе, являются:

а) упругие и диссипативные силы, возникающие при деформации упругих элементов;

б) движущие силы, приводящиеся к движущему моменту Мд, приложенному к коленчатому валу двигателя; в) возмущающие силы, вызванные неравномерностью работы двигателя.

(4)

Рисунок 2 - Динамическая модель трансмиссии комбайна КПК -2 -01

Рисунок 3 - Обобщенная динамическая модель трансмиссии комбайна КЛК-2-01

После определения Т и ¡2, получим

+ К (Фо ~ Ч>\) + Ью(Фо - Фг ) + А04 (.Фо - Фа ) + ¿05 (Ро ~ ) + ¿об (Й> " Рб )+ + ¿о?(<Ро ~Фп) + ¿08(Фо -Фг) + К(фа-Фч) + Кло(Фо~Фю) + К,\1(Фо~Фч) + + + -¡Э3) + €„((!)„-д>4) + СС5{<р0-<р>) + С06(<р0~<р6) +

+ (РО - Р? ) + С08 («'о - "Ре ) + С09 (Ро - ) + С0.Ю («Ро - Рш ) + Сод 1 (?>0 - <Рч ) = = 161,2 +1,9ф0 - 0,006ф^ + 54,2 &т{ф01) + 75,3 втС^у ); 1тФг + Ьт (Ф\ ~ Фо У+ (Ф\ ~ Фг )+ Ои (0>1 ~ Ро ) + Сп (й ~ Ра ) = = 374,3 + 4,4^>, - 0,0140,2 +125,4 йп(2ф^) +174Бт(4<р,Г);

¡пЪ+Ь^Фг-ФЛ + Са(1р2 -?>,) = 374,3 + 4,4(0., -0,014^ + + 125,45Ш(2(Р2Г) + 1745т(4г/>,/);

4>& + ¿оз~Фо) + Соз-Ро) = 90° +1 -О.ОЗ^з2 + + 301,3зт(2(о30 + 418,55га(4р3/);

+¿04(^4 ~Фь) + См{фА -<p0) = 374,3 +4,4<P4-0,+ + 125,4sin(2(£>4r) + 174sm(4^>40;

-<Po) + C0S(Ps -p.) = 900+ 10,60, -0,03(3,? + + 301,3 sm(2p50+418,5 sm(4(£>5f);

+йоб№б -<Ро) + С06(р6 -p0) = 169O + 2O,6?>6 -0,06(г>62 + + 585,4sm(2jZ);iO+813sm(4jb6t);

I<nVi + M07 ~Фо) + СС1(<р1 -р0) = 2692 + 31,7<г>, -0,1 p72 + + 901,8 sin(2p7/) +1252,5 sin(4(s>7f);

/08% + ^ ~ Po) + Cos Os - 0>o) = 661 + 7,8(&g - 0,025^8 + + 221,4 sin(20„f) + 3 07,5 sin(4(z>g/);

/09^9 +¿0,(^9 ~Фа)+ Cm(pq-g>0) = 467,5 + 5,-0,02^ + + 156,6sin(2(p9i) + 217,5sin(4(E>9i);

h.w<Pw +^0,10(^10 -Poi + Q.mi^io -Po) = 854,4+10,\фю -0,032ф\й + + 286,2 sin(2(p10f) + 397,5 sm(4^>, 0<);

h.uVu +К.\ЛФп-Фо) + Ьтг{Фи -Фп) + Со,п(<Ри -<Po) + c\\.iz(<Pi\ ~<Р\г) = = 362,7 + 4,3(9,, -0,01(3*, +125sin(2ib,,/) +168,7sin^,/);

4.12 Pl2 + 1,12 (Фи ~ Ф\ \ )'+ С0,12 (<Рп ~ <Р11) = 689 + 8М2 ~ 0.02Й + + 232,2 sin(2(&13?) + 322,5sm(4(i)I20;

где Cos .bos ( s =0... 12) - приведенные к выходному валу двигателя коэффициенты жесткости и коэффициенты сопротивления передаточных механизмов трансмиссии.

Полученная система уравнений позволяет исследовать вчбронагруженность трансмиссии комбайна.

Для решения системы уравнений (5) использована математическая система MathcaAHa рисунках 4,5 показан процесс изменения крутящего момента на валу основного элеватора.

.406.774123

400

М

200

i

L / Г/

! /

л, о

0 0.01 0.02 0 03 0 04 0.05

I JP.es

Рисунок 4 - Крутящий момент на валу основного элеватора в пусковом режиме (1-е, М-к11м)

.406.77076» ,500

.179.093422 . 100 -1-1-!-!---

0 20 40 60 80 ¡00

.о, г лоо.

Рисунок 5 - Крутящий момент на валу основного элеватора в стационарном

режиме (1 - е., М -к! 1м)

По характер процесс изменения момента на вал основного элеватора можно считать стационарными эргодическими.

В третьем разделе рассмотрены вопросы, связанные с виброзащитой рабочих-переборщиков, находящегося на рабочей площадке комбайна.

Основные параметры упругого элемента, снижающего уровень вибронагружен-ности, были подобраны на математической модели с использованием метода планирования имитационного эксперимента. Для решения системы уравнений (3) использована математическая система МаЛсах). На рисунках 6 и 7 показаны виброскорость и спектральная плотность виброскорости при отсутствии амортизирующего устройства рабочей площадки комбайна, т.е. коэффициент демпфирования Ьрп и коэффициент жесткости Срп равны нулю.

.0.77476? 1

0.48423-! 1-_I_I_!_I_

0 2 4 6 8 10

Л Ь М

Рисунок 6 - Зависимость скорости вибрации рабочей площадки комбайна от времени при отсутствии амортизатора (1-е,у- м/с)

Согласно санитарным нормам по ГОСТ 12.01.012-78 средние квадратические значения виброскорости для транспортао-технологической вибрации для октавных полос частот от 4 Гц до 8 Гц не должны превышать 0,0130 - 0,00630 м/с, а для частот от 8 Гц и выше - 0,0056 м/с.

,0.01376^ 015 0.01

0005

,1.35398710"^ 0

0 ¡ 0 20 30 40 50 60

A k

Рисунок 7 - Распределение спектральной плотности виброскорости в зависимости от частоты колебаний рабочей площадки комбайна при отсутствии амортизирующего устройства (k-Гц, Wk-M/c)

На спектре частот 8,16 и 36 уровни вибрации превышают допустимые значения.

Подбор параметров подвески рабочей площадки комбайна проведен непосредственно на математической модели (3) с использованием метода планирования имитационного эксперимента.

В качестве факторов принято: Xi - коэффициент жесткости шин колес, Хг - коэффициент демпфирования шин колес, Xj - коэффициент жесткости подвески рабочей площадки, Х4 - коэффициент демпфирования подвески рабочей площадки.

За параметр оптимизации У принято максимальное значение спектральной плотности виброскорости.

После определения коэффициентов, получено уравнение регрессии Г - 0.33 - 0.31Xi + 0.15 Х2 + 0.28X¡ + 0.15 Х4, (6)

которое использовано для опишизации методом наискорейшего спуска (градиентный метод).

В результате проведенного имитационного эксперимента полученные значения: коэффициент жесткости подвески рабочей площадки - 380 ... 410 кНУм; коэффициент демпфирования подвески рабочей площадки - 720 ... 760 Нс/м; коэффициент жесткости шин колес -1100 ... 1150 кН/м; коэффициент демпфирования шин колес- 4,25 ... 4,5кНс/м позволяют снизить вибрации на рабочей площадке переборщиков картофеля до уровня установленного санитарными нормами.

1 \ 1 i ¡

г\1 i ¡1 Ii

- п /\ " -

/ V í i А/ n J ___________^ I4-—-

Результаты имитационного эксперимента показаны на рисунках 8 и 9.

А05586

>•075153)!

Рисунок 8 - Зависимость скорости вибрации рабочей площадки комбайна от времени при наличии амортизирующего устройства (I -с, V- м/с): Сш =1100 кН/м, ¿ш= 4,5 кНс/м, СРП = 410к11/м, ЬК1 = 760Нс/м.

, 0.006"

0.00'^

о.оо;

Д28070Ю"

-'/ЧД^

10

20

А

30 к

40

50

60 ¿0

Рисунок 9 - Распределение спектральной плотности виброскорости в зависимости от частоты колебаний рабочей площадки комбайна при наличии амортизирующего устройства ( к -Гц, Ук - м/с)

Проведенный в первом разделе анализ способов виброзащиты оператора показал, что наиболее эффективными н приемлемыми для серийного производства, дешевыми в изготовлении, не требующими обслуживания и отвечающие условиям вибропоглощекия в диапазоне частот более 8 Гц являются резинометаллические элементы.

Упругий резинометаллический элемент, устанавливаемый в черырех точках крепления между рабочей площадкой и несущей системой комбайна разработан на основе полученных данных. Конструкция упругого элемента, показана на рисунке 10.

-16-

О 1

Рисунок 10 - Конструкция упругого элемента: О =40 мм, <1 = 30 мм, /г = 32 мм

\

По экспериментально определенной величине жесткости амортизатора его геометрические размеры определяются из формулы

Сст=у(1 + Ф2)5, (7)

п

где Сеж - жесткость амортизатора при сжатии, П/м; Е - модуль упругости резины при сжатии, Па; площадь поперечного сечения амортизатора, м2; к - высота резинового слоя, м; Ф - фактор формы.

В четвертом разделе приведены результаты лабораторно-полевых исследований вибронагруженности рабочей площадки комбайна.

Исследование передачи вибраций на рабочую площадку комбайна поведено на специально разработанной установке (рисунок И), которая имеет возбудитель колебаний, выполнешшй в виде электродвигателя с изменяющейся частотой вращения ротора, и специальный диск, с нанесенным профилем, соответствующим возбуждаемым колебаниям, которые воспринимаются вибростолом, где устанавливается исследуемая фичическая модель.

Для определения массы модели, устанавливаемой на вибростоле, использовалась теория размерности и подобия.

Физическая модель упругого элемента представляет собой цилиндрическую ёмкость, герметично закрытую упругой мембраной, в центре которой установлена масса и вибродатчик. Второй вибродатчик установлен на вибростоле, который испытывает вынужденные колебания. Частота колебаний площадки задается эксцентриковой шайбой с синусоидальным профилем, установленным на валу электродвигателя с переменной частотой выходного вала.

I- вал электродвигателя; 2 - кулачок; 3 - шариковый подшипник; 4 - шток;

5 - направляющие штока; 6 -вибростол; 7 - пружина.

Рисунок 11 - Схема установки для исследования колебаний физической модели

Показания датчика виброускорений позволяют определить степень виброзащиты упругого элемента с заданными характеристиками.

Характеристики упругого элемента подвески рабочей площадки, установленного на комбайне, определялись на лабораторной установке в лаборатории «Сопротивление материалов» Рязанского института МГОУ. На установке создавалось заданное усилие и фиксировалась деформация элемента.

Программа испытаний комбайна предусматривала измерение вибронагружен-ности рабочей площадки и некоторых характерных точек несущей конструкции.

Вибронагруженность рабочей площадки комбайна оценивалась значениями виброскорости и спектральной плотностью виброскорости.

Измерение виброускорений в полевых условиях осуществлялось специально разработанным измерительным и регистрирующим комплексом, блок-схема которого показана на рисунке 12.

В качестве первичного преобразователя вибраций рабочего места переборщика картофеля, использовались пьезоэлектрические датчики ускорений фирмы ЮТ, позволяющие с высокой точностью измерять ускорения в диапазоне частот от 3,5 до 9000 Гц величиной до 2500g.

В низкочастотном диапазоне от 0 до 10 Гц использовался сейсмический датчик МП - 95, позволяющий регистрировать ускорения в диапазоне ± 1,5£.

Применепие двух типов датчиков обеспечивает исследование ускорений на рабочем месте оператора во всем диапазоне частот, регламентировшшых санитарными нормами.

ДП - датчики-преобразователи механических колебаний в электрический сигнал; ДУП - пьезоэлектрические датчики ускорений фирмы PFT КД - 32; ДУИ - инерционный датчик ускорений МП-95; У - усилитель сигнала пьезоэлектрического датчика ускорений; ММ - многоканальный модем; Р - регистратор электрического сигнала (портативный магнитофон); АЦП - аналого-цифровой преобразователь; ЭВМ -персональная электронно-вычислительная машина; ГГУ - печатающее устройство (принтер)

Рисунок 12 - Блок-схема измерительно-регистрирующего комплекса

Крепление датчиков осуществлялось на удерживающих магнитах или специальных платформах, обеспечивающих поворот оси датчика в направлении действия вибрации.

Вибронагруженность измерялась во всех режимах работы комбайна (уборка картофеля, разгрузка бункера, холостой режим).

Проверка адекватности результатов моделирования экспериментальным данным проводилось сопоставлением максимальных и минимальных значений спектральной плотности виброскорости рабочей площадки комбайна.

Максимальные отклонения по экстремумам функции спектральной плотности виброскорости составляют не более 12 -14% при уборке картофеля. В холостом режиме эти отклонения составляют 8 - 11%

Максимальные значения виброскоростей, превышающие границы установленные санитарными нормами для 8 часового рабочего дня, имеют место в частотном диапазоне 8 Гц,16 Гц, 36 Гц.

Результаты экспериментальных исследований подтвердили достоверность выбора расчетной модели, в которой учтена вибронагруженность от неровности поверхности почвы и работы трансмиссии.

Спектральная плотность виброскоросга рабочей площадки комбайна показывает, что превышение допустимых значений имеет место в диапазоне частот более 8 Гц.

Результаты проверки вибронагруженности рабочей площадки комбайна в полевых условиях, проведенной после установки амортизаторов показали, что виброскорости, измерешше на рабочей площадке, соответствуют санитарным нормам.

В пятом разделе приведен расчет экономической эффективности защиты от вибраций.

За счет установки амортизаторов уровень вибрации на рабочей площадке переборщиков картофеля стал соответствовать установленным санитарным нормам, что позволило увеличить продолжительность рабочего дня с 5 до 8 часов, в результате этого производительность труда повысилась на 35% и экономический эффект составля-ет1724руб. в год на один комбайн.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. На основе анализа различных способов и технических средств предложен наиболее эффективный способ виброизоляции рабочих площадок за счет установки амортизатора, обеспечивающего снижение вибраций в широком диапазоне частот от 8 Гц и выше.

2. Предложены математические модели динамических систем картофелеуборочного комбайна и его трансмиссии, учитывающие источник» возбуждения колебаний.

Определена вибронагруженность рабочих площадок без амортизатора, которая в диапазоне частот от 0 до 63 Гц превышает допустимые нормы.

3. Методом планирования эксперимента с использованием математической модели исследована вибронагруженность рабочей площадки и обоснованы оптимальные параметры ее подвески и шин колес комбайна, которые находятся в пределах; коэффициент жесткости подвески-380 ... 410 кН/м; коэффициент демпфирования подвески-720 ... 760 Нс/м; коэффициент жесткости шины колес -1100 ...1150 кН/м; коэффициент демпфирования шины колес-4,25 ... 4,5кНс/м.

4. Предложена и обоснована конструкция резинометалличсското амортизатора. Получена теоретическая зависимость его геометрических размеров от жесткости, кото-

рые равны: диаметр верхнего основания D - 40 мм; диаметр среднего основания d- 30 мм; высота h = 32 мм.

5. В результате лабораторных исследований с использованием теории размерности и подобия на вибростоле определены основные параметры амортизатора: коэффициент жесткости 95... 105 кНУм, коэффициент демпфирования 180 ... 190 кНс/м.

6. Разработан измерительно-регистрирующий комплекс, состоящий из датчиков - преобразователей механических колебаний в электрический сигнал, пьезоэлектрических датчиков ускорений, усилителя сигнала, многоканального модема, аналого-цифрового преобразователя, ЭВМ и принтера. Данная аппаратура позволила провести экспериментальные исследовашы вибраций на рабочей площадке оператора и рабочих органов комбайна. Спектральный анализ вибраций выполнен в математической системе Mathcad с использованием функций прямого и обратного и быстрого преобразования Фурье.

7. В полевых условиях подтверждены результаты лабораторных исследований рабочей площадки комбайна КПК -2-01, оборудованной четырьмя резинометалличе-скими амортизаторами Постановка амортизаторов обеспечивает снижение уровня вибраций до норм, установленных ГОСТ 12.01.012-90: на частоте 8 Гц с 0,0085 до 0,006 м/с; на частоте 16 Гц с 0,0091 до 0,005м/с; на частоте 36 Гц с 0,0096 до 0,0049м/с, т.е. уровень вибрации снизился на 45% , что привело к улучшению труда рабочих-переборщиков и повышению производительности труда на 30 -35 %.

8. За счет установки амортизаторов уровень вибрации на рабочей площадке переборщиков картофеля стал соответствовать установленным санитарным нормам, что позволило увеличить продолжительность рабочего дня с 5 до 8 часов, в результате этого производительность труда повысилась на 35% и экономический эффект составляет! 724 руб. в год на один комбайн.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Иванкина О.П., Лебедев B.C., Сесюнин H.A. Методика ускоренных испытаний цепных приводов сельскохозяйственных машин. Тезисы доклада на ХХХШ научно-технической конференции РРТА, -Рязань, 1994.

2. Иванкина О.П., Лебедев Б.С., Кочетков В.А. Оценка потерь мощности в приводе картофелеуборочного комбайна. Сборник научных трудов РГСХА, -Рязань, 1996.-с.99-100.

3. Иванкина О.П., Лебедев B.C., Угланов М.Б. Исследование нагруженное™ привода картофелеуборочных комбайнов методом математического моделирования. Сборник научных трудов РГСХА, -Рязань,1996.-е. 137 ... 138.

4. Иванкина О.П., Лебедев Б.С., Угланов М.Б. Динамическая модель картофелеуборочного комбайна, Сборник научных трудов РГСХА, -Рязань, 1997.- с.66.,.70.

5. Иванкина О.П., Лебедев Б.С., Курчатов В.Н., Филатов А.Д. Измерительно-регистрирующий комплекс для исследования случайных процессов нагружения транспортных и сельскохозяйственных машин. НТИБ «Новые технологии», МГОУ, -Москва, 1998.-е. 85.

6. Иванкина О.П., Лебедев Б.С. Методика проведения планируемого эксперимента. Сборник научных трудов РГСХА, - Рязань, 1997. -с. 63.., 66.

7. Иванкина О.П., Лебедев Б.С. Построение линейной математической модели при проведении планируемого эксперимента. НТИБ «Новые технологии», МГОУ, -Москва, 1999. -с.38.,.39.

8. Иванкина О.П. Дифференциальные уравнения колебаний рабочей площадки картофелеуборочного комбайна КПК -2-01. Сборник научных трудов РГСХА, -Рязань, 2000.-е. 78...79.

9. Иванкина О.П. Математическая модель картофелеуборочного комбайна КПК -2-01 для исследования его вибронагруженности. НТИБ «Новые технологии», МГОУ, -Москва, 2000. -с.34.. .35.

10. Иванкина О.П., Лебедев Б.С. Установка для исследования колебаний и вибронагруженности физических моделей. НТИБ «Новые технологии», МГОУ, -Москва, 2000.-с. 41...42.

Введение Состояние вопроса и задачи исследования.

1.1. Общие сведения о вибрации.

1.2. Вибрация и человек.

1.3. Нормирование вибраций.

1.4. Основные способы виброзащиты.

1.5. Анализ существующих средств виброзащиты на картофелеуборочном комбайне.

1.6. Экспериментальные исследования средств виброзащиты.

1.7. Выводы и задачи исследования.

2 Динамические и математические модели для исследования вибронагруженности картофелеуборочного комбайна. ¿ц

2.1. Динамическая модель картофелеуборочного комбайна

КПК-2-01.

2.2. Дифференциальные уравнения движения комбайна.

2.3. Определение реакций опор вращающихся валов.

2.4. Математическая модель трансмиссии комбайна КПК-2-01.

2.4.1. Динамические модели трансмиссии комбайна КПК-2-01.

2.4.2. Упругие и диссипативные характеристики передаточного механизма.

2.4.3. Определение приведенных жесткостей и приведенных коэффициентов сопротивления передаточных механизмов трансмиссии комбайна

2.4.4. Вывод математической модели трансмиссии комбайна КПК-2-01.

2.4.5. Исследование на математической модели вибронаг-руженности элементов трансмиссии комбайна.

2.5. Выводы.

3 Обоснование параметров и разработка виброзащитного элемента.

3.1. Обоснование выбора параметров виброзащитного элемента.

3.2. Разработка конструкции упругого элемента и выбор его геометрических размеров.

3.3. Выводы.

4 Лабораторно-полевые исследования.

4.1. Методика лабораторных исследований.

4.1.1. Исследование передачи вибраций на вибростенде.

4.1.2. Исследование характеристик упругого элемента.

4.2. Методика полевых испытаний.

4.2.1. Показатели вибронагруженности сельскохозяйственных машин.^^

4.2.2. Методика статистического анализа колебаний рабочей площадки комбайна.дд

4.2.3. Измерение и контроль вибрационных параметров рабочей площадки комбайна КПК-2-01.

4.3. Измерительно-регистрирующий и обрабатывающий комплекс для исследования случайных процессов нагружения транспортных сельскохозяйственных машин.

4.4. Определение характеристик неровностей поля.

4.5. Проведение полевых испытаний.

4.6. Результаты полевых испытаний.

- 4

4.7. Выводы.

5 Экономическая эффективность защиты от вибрации.

5.1. Оценка экономической эффективности защиты от вибрации.

5.2. Экономический эффект от внедрения амортизирующего устройства рабочей площадки картофелеуборочного комбайна

КПК -2-01.

Борьба с вибрацией на производстве является важной социально-экономической и сложной научно-технической проблемой в сельскохозяйственном машиностроении. Производственная вибрация выступает как вредное явление, прежде всего по отношению к самим машинам - её источникам, так как интенсифицирует износ, снижает их надежность и долговечность, повышает уровни излучаемого шума.

В случае контакта человека с вибрирующими поверхностями возникает ряд других специфических проблем, обусловленных отрицательным влиянием вибрации на здоровье и работоспособность людей. Систематическое воздействие вибрации на работающих приводит к повышению утомляемости, снижению производительности и качества их труда, а также к развитию профессионального заболевания, именуемого вибрационной болезнью, которая в последние годы занимает ведущее место в структуре профессиональной патологии по народному хозяйству страны.

Несмотря на значительные успехи в области устранения так называемых «вредных» или опасных вибраций, действующих как на человека, так и на элементы конструкций машин, до настоящего времени эта проблема остается одной из наиболее острых и актуальных. Практически нет ни одной машины, для которой существующий уровень вибрации и шума, создаваемого вибрацией, был бы удовлетворительным. Прогресс в создании новых видов техники, с форсированными рабочими параметрами по скорости, мощности, нагрузкам неизбежно приводят к росту интенсивности вибрационных и акустических полей, причем темпы этого роста опережают темпы по созданию новых методов и средств, обеспечивающих снижение уровней вибраций до безопасных значений.

В чистом виде» гармонических колебаний в машинах, механизмах, транспортных средств нет, фактически имеет место сложный колебательный процесс, амплитуды и частоты, которого самым произвольным образом меняются во времени - такие колебания носят название «случайных» или хаотических. Отстройка от опасных резонансных режимов и снижение уровня таких колебаний в реальных конструкциях представляет серьезную научную проблему.

В работе исследование вибронагруженности сельскохозяйственных машин рассматривается на примере картофелеуборочного комбайна КПК-2-01, как одного из наиболее сложного сельскохозяйственного агрегата.

Картофелеуборочные комбайны подвергаются воздействиям колебаний случайного характера от неровностей микрорельефа опорной поверхности. Кроме того, вибрация на рабочем месте оператора возникает от вращения неуравновешенных валов и систем трансмиссии комбайна. Вибрации элеваторов, горки и других рабочих органов способствует лучшей сепарации клубней картофеля, но вместе с тем отрицательно влияют на обслуживающий персонал. Анализ результатов испытаний картофелеуборочных комбайнов типа КПК на машиноиспытательных станциях показал, что вибрации рабочих площадок - переборщиков значительно превышают допустимые нормы. В связи с этим защита людей, обслуживающих картофелеуборочный комбайн, от воздействия случайных колебаний является весьма актуальной.

Основные цели диссертационной работы состояли в следующем:

- защита рабочих - переборщиков картофеля от вредного воздействия вибрации;

- разработка теоретических и экспериментальных методов исследования вибронагруженности картофелеуборочного комбайна;

- разработка виброзащитного устройства, наилучшим образом снижающего вредное воздействие колебаний на организм человека.

В качестве основных методов исследования использованы методы, базирующие на современных представлениях теории имитационного моделирования, теории колебаний, теории размерности и подобия. Для воспроизведения случайных нестационарных процессов использованы методы регрессионного и корреляционного анализов. При проведении экспериментальных исследований и проверке адекватности имитационной модели реальным процессам применялись методы математической статистики и спектрального анализа, методы имитационного планирования эксперимента.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- разработана математическая модель комбайна, учитывающая динамические нагрузки от работы его трансмиссии, передаваемые на рабочую площадку;

- предложено аналитическое выражение для определения амплитудных составляющих динамических нагрузок;

- разработана математическая модель трансмиссии комбайна, описывающая крутильные колебания, возбуждаемые неравномерностью работы двигателя; которая позволяет теоретически оценить нагруженность рабочей площадки комбайна;

- разработана лабораторная установка для исследования колебаний и вибронагруженности физических моделей;

- разработана физическая модель для исследования и выбора виброзащитного устройства.

Практическую ценность работы составляют:

- математическая модель динамической системы картофелеуборочного комбайна, учитывающей все факторы, порождающие вибрацию, позволяющая на стадии проектирования исследовать и определять виб-ронагруженность рабочих органов и площадок;

- математическая модель трансмиссии комбайна, описывающая крутильные колебания валов, вызванные неравномерностью работы двигателя внутреннего сгорания;

- физическая модель для исследования и выбора параметров виброзащитного устройства;

- амортизирующее устройство, снижающее вибрации рабочей площадки комбайна до уровня, установленного санитарными нормами.

Результаты исследования, разработанные методики имитационного моделирования процессов движения сельскохозяйственной техники нашли практическое применение и внедрены в АО «Фирма Комбайн»; приняты к внедрению Управлением АПК Рязанской области; модернизированные рабочие площадки внедрены на картофелеуборочном комбайне АОО «Высокое»; используются в учебном процессе Рязанского института Московского государственного открытого университета и Рязанской государственной сельскохозяйственной академии.

Результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава Рязанской государственной сельскохозяйственной академии и Рязанской радиотехнической академии, на научно-методических конференциях Рязанского института Московского государственного университета.

Основные положения диссертации отражены в 10 печатных работах.

Диссертация состоит из введения, 5 разделов, основных результатов и выводов, списка литературы (138 наименований) и 5 приложений. Работа изложена на 170 страницах, включающих 10 таблиц, 75 рисунков.

ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. На основе анализа различных способов и технических средств предложен наиболее эффективный способ виброизоляции рабочих площадок за счет установки амортизатора, обеспечивающего снижение вибраций в широком диапазоне частот от 8 Гц и выше.

2. Предложены математические модели динамических систем картофелеуборочного комбайна и его трансмиссии, учитывающие источники возбуждения колебаний.

Определена вибронагруженность рабочих площадок без амортизатора, которая в диапазоне частот от 0 до 63 Гц превышает допустимые нормы.

3. Методом планирования эксперимента с использованием математической модели исследована вибронагруженность рабочей площадки и обоснованы оптимальные параметры ее подвески и шин колес комбайна, которые находятся в пределах: коэффициент жесткости подвески - 380 . 410 кН/м; коэффициент демпфирования подвески - 720 . 760 Нс/м; коэффициент жесткости шины колес -1100 .1150 кН/м; коэффициент демпфирования шины колес- 4,25 . 4,5кНс/м.

4. Предложена и обоснована конструкция резинометаллического амортизатора. Получена теоретическая зависимость его геометрических размеров от жесткости, которые равны: диаметр верхнего основания

D = 40 мм; диаметр среднего сечения d = 30 мм; высота h = 32 мм.

5. В результате лабораторных исследований с использованием теории размерности и подобия на виброустановке определены основные параметры амортизатора: коэффициент жесткости 95. 105 кН/м, коэффициент демпфирования 180. 190 кНс/м.

6. Разработан измерительно-регистрирующий комплекс, состоящий из датчиков - преобразователей механических колебаний в электрический сигнал, пьезоэлектрических датчиков ускорений, усилителя сигнала, мно

- 134гоканального модема, аналого-цифрового преобразователя, ЭВМ и принтера. Данная аппаратура позволила провести экспериментальные исследования вибраций на рабочей площадке оператора и рабочих органов комбайна. Спектральный анализ вибраций выполнен в математической системе МаШсаё с использованием функций прямого и обратного быстрого преобразования Фурье.

7. В полевых условиях подтверждены результаты лабораторных исследований рабочей площадки комбайна КПК -2-01, оборудованной четырьмя резинометаллическими амортизаторами Постановка амортизаторов обеспечивает снижение уровня вибраций до норм, установленных ГОСТ 12.01.012-90: на частоте 8 Гц с 0,0085 до 0,006 м/с; на частоте 16 Гц с 0,0091 до 0,005м/с; на частоте 36 Гц с 0,0096 до 0,0049м/с, т.е. уровень вибрации снизился на 45% , что привело к улучшению условий труда рабочих-переборщиков и к повышению производительности труда на 30 -35 %.

8. За счет установки амортизаторов уровень вибрации на рабочей площадке переборщиков картофеля стал соответствовать установленным санитарным нормам, что позволило увеличить продолжительность рабочего дня с 5 до 8 часов, в результате этого производительность труда повысилась на 35% и экономический эффект составляет 1724 руб. в год на один комбайн.

-135

1. Александров А.П., Соколинский В.Б. Прикладная теория и расчет ударных систем. - М.: Наука, 1969.

2. Алексеев С.П., Казаков A.M., Колотилов H.H. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении. М.: Машиностроение, 1970.

3. Актуальные вопросы профилактики неблагоприятного воздействия шума и вибрации. Тезисы докладов Всесоюзного совещания 11-13 ноября 1981.

4. Андронов A.A., Витт A.A. Хайкин С.Э. Теория колебаний. Физ-матгиз,1959.

5. Анилович В.Я. Исследование систем подрессоривания сельскохозяйственных агрегатов при случайных возмущениях. Земледельческая механика. Сборник трудов. Машиностроение, 1968.

6. Антышев Н.М. Оценка влияния низкочастотных колебаний ма-шинотракторных агрегатов на условия труда трактористов. Труды ВИМа, 1967.

7. Артоболевский И.И. Теория механизмов. М.: Наука, 1967.

8. Бабаков И.М. Теория колебаний. М.: Наука, 1965.

9. Бабицкий В.И. Теория виброударных систем. М.: Наука, 1978.

10. Ю.Беляковский Н.Г. Конструктивная амортизация механизмов, приборов и аппаратуры на судах. Л.: «Судостроение», 1965.

11. И.Биргер И.А., Мавлютов P.P. Сопротивление материалов. М.: Наука, 1986

12. Блакьер О. Анализ нелинейных систем. М.: Мир, 1969.

13. Булгаков Б.В. Колебания. М.: Гостехиздат,1954.

14. Бутенин Н.В. Элементы теории нелинейных колебаний. Л.: Суд-помгиз, 1962.

15. Васильев Ю.М., Готлиб Я.Г., Филатова Л.Е. Нормирование производственных вибраций в СССР и за рубежом. М.: ВНИИ охраны труда, 1976.

16. Васильев Ю.М., Готлиб Я.Г., Филатова Л.Е. О допустимых величинах производственных вибраций в различных странах. Сб. «Влияние вибраций на организм человека». М.: Наука, 1977.

17. Введение в эргономику. М.: Советское радио, 1974.

18. Веденяпин Г.В. Общая методика экспериментальных исследований и обработка опытных данных. Л.: Колос, 1967.

19. Вибрация в технике. Справочник, т.6. Защита от вибрации и ударов. -М.: Машиностроение, 1981.

20. Виброзащита человека оператора и колебания в машинах. - М.: Наука, 1977.

21. Виброзашита человека оператора и вопросы моделирования. -М.: Наука, 1973.

22. Виброизолязия машин и виброзащита человека оператора. - М.: Наука, 1973.

23. Виленкин Ю.Л. Статистические методы исследования систем автоматического регулирования. М.: Советское радио, 1967.

24. Влияние вибраций на организм человека. М.: Наука, 1977.

25. Вульфсон И.И. Динамические расчеты цикловых механизмов. -Л.: Машиностроение, 1976.

26. Вульфсон И.И. Определение приведенных параметров диссипации при бигармонических колебаниях. Вибротехника, 1968, № 3(5).

27. Глузман И.А., Заяц Я.И. О параметрических колебаниях подвески тракторных сидений. Материалы межвузовской научно-технической конференции. Каунас, ЛСХА, 1976.

28. Глухарев К.К., Потемкин Б.А. О нелинейности и нестационарности динамических характеристик тела человека. Машиноведение, 1972, №4.

29. Гольдштейн В.Д. Снижение случайных низкочастотных колебаний рабочего места оператора свеклоуборочного комбайна. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. Москва, 1977.

30. Гончаров В.А. Анализ низкочастотной вибрации тела человека -оператора при двухкомпонентном воздействии. Сб. «Влияние вибраций на организм человека», М.: Наука, 1977.

31. Гончаров В.А. О реализации оптимальной упругой характеристики подвески сиденья трактора. «Тракторы и сельхозмашины», 1974, №3.

32. Гончаревич И.Ф. Методы защиты обслуживающего персонала от вибрации и шума, создаваемых вибрационными машинами. Сб. «Виброзащита человека оператора и колебания в машинах». -М.: Наука, 1977.

33. Горский В.Г., Адлер Ю.П. Планирование промышленных экспериментов,-М.: Металлургия, 1974.

34. Григорьев Е.Т. Нелинейные колебания элементов машин и сооружений. -М.: Машиностроение, 1968.

35. Гришкевич А.И. Автомобили: Теория. Минск «Вышэйшая школа», 1986

36. Гришкевич А.И. Проектирование трансмиссий автомобилей. Справочник. М.: Машиностроение, 1984.

37. Дмитриев A.A., Чобиток В.А., Тельминов A.B. Теория и расчет нелинейных систем подрессоривания гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1976.

38. Доч Р. Нелинейные преобразования случайных процессов. М.: Советское радио, 1965.

39. Дьяконов В.П., Абраменкова И.В. Mathcad 7.0 в математике, физике и в Internet. М.: "Нолидж", 1999.

40. Заяц Я.И., Логинов В.Б., Улицкий Е.Я. К выбору основных параметров блока управления системы активной электрогидравлической виброзащиты тракториста. Сб. Виброзащита человека оператора и колебания в машинах. - М.: Наука, 1977.

41. Заяц Я.И., Логинов В.Б., Улицкий Е.Я. Пути снижения уровня низкочастотных случайных колебаний на рабочем месте оператора мобильных сельскохозяйственных машин. Труды ВИМ, т 54. -М.: «Колос», 1973.

42. Иванкина О.П., Лебедев Б.С., Сесюнин H.A. Методика ускоренных испытаний цепных приводов сельскохозяйственных машин. Тезисы доклада на ХХХШ научно-технической конференции РРТА, -Рязань, 1994.

43. Иванкина О.П., Лебедев Б.С., Кочетков В.А. Оценка потерь мощности в приводе картофелеуборочного комбайна. Сборник научных трудов РГСХА, Рязань, 1996.

44. Иванкина О.П., Лебедев Б.С., Угланов М.Б. Исследование нагру-женности привода картофелеуборочных комбайнов методом математического моделирования. Сборник научных трудов РГСХА, -Рязань, 1996.

45. Иванкина О.П., Лебедев Б.С., Угланов М.Б. Динамическая модель картофелеуборочного комбайна, Сборник научных трудов РГСХА, Рязань, 1997.

46. Иванкина О.П., Лебедев Б.С., Курчанов В.Н., Филатов А.Д. Измерительно-регистрирующий комплекс для исследования случайных процессов нагружения транспортных и сельскохозяйственных машин. НИТБ «Новые технологии», МГОУ, Москва, 1998.

47. Иванкина О.П., Лебедев Б.С. Методика проведения планируемого эксперимента. Сборник научных трудов РГСХА, Рязань, 1997

48. Иванкина О.П., Лебедев Б.С. Построение линейной математической модели при проведении планируемого эксперимента. НТИБ «Новые технологии», МГОУ, Москва, 1999.

49. Иванкина О.П. Дифференциальные уравнения колебаний рабочей площадки картофелеуборочного комбайна КПК -2-01. Сборник научных трудов РГСХА, Рязань, 2000.

50. Иванкина О.П. Математическая модель картофелеуборочного комбайна КПК -2-01 для исследования его вибронагруженности. НТИБ «Новые технологии», МГОУ, Москва, 2000.

51. Иванкина О.П., Лебедев Б.С. Установка для исследования колебаний и вибронагруженности физических моделей. НТИБ «Новые технологии», МГОУ, Москва, 2000.

52. Ивович В.А., Иванов Г.В. Собственные колебания виброизолиро-ваннной системы с жесткостью, близкой к нулевой в некотором диапазоне перемещений. М.: Машиноведение, АНСССР, 1976, №1.

53. Иович В.А., Оншценко В.Я. Защита от вибрации в машиностроении. М.: Машиностроение, 1990.

54. Инструкция по проектированию и расчету несущих конструкций зданий под машины с динамическими нагрузками. М.: Стройиз-дат, 1955.

55. Кер Вильсон. Вибрационная техника. М.: Машгиз, 1963.

56. Колебания и устойчивость приборов, машин и элементов систем управления,- М.: Наука, 1966.

57. Коловский М.З. Автоматическое управление виброзащитными системами. М.: Наука, 1976.

58. Коловский М.З. Динамика машин. Л.: Машиностроение, 1989.

59. Коловский М.З. Нелинейная теория виброзащитных систем. М.: Наука, 1966.

60. Кольцов В.И. Принципиальные возможности подвески наземных видов транспорта. Диссертация на соискание научной степени кандидата технических наук, МАДИ, М.: 1969.

61. Комбайн картофелеуборочный двухрядный КПК -2-01. Техническое описание и инструкция по эксплуатации. ГСКТБ ПО «Ряз-сельмаш», 1988.

62. Коняхин А.К. Исследование вертикальных колебаний колесного трактора на полевых транспортных работах. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. Волгоград, 1970.

63. Крылов А.Н. Вибрация судов. Собрание трудов. - М.: АНСССР, 1948, т10.

64. Кудинова A.A. Разработка средств снижения вибраций на рабочих местах переборщиков картофелеуборочного комбайна. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук. Орел, 1981.

65. Кудинова A.A. Статистическое исследование воброзащитных систем. В кн. Вопросы земледельческой механики. 1978.

66. Ландсман М.И., Корсун А.И. Статистические характеристики микропрофеля хлопкового поля. Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства. 1968, №3.

67. Ларин В.Б. Выбор параметров систем виброизоляции при случайной нестационарной вибрации. Механика твердого тела, 1968, №6.

68. Латышев Г.В., Минкин Л.М., Тольский В.Е. Метод расчета колебаний силового агрегата автомобиля, возникающих от воздействия дорожных неровностей. Труды НАМИ, 1974, № 145.

69. Левина З.М., Решетов Д.Н. Контактная жесткость машин. М.: Машиностроение, 1871.

70. Лившиц Н.А., Пугачев П.С. Вероятностный анализ систем автоматического управления. -М.: Советское радио, 1963.

71. Лойцянский Л.Г., Лурье А.И. Курс теоретической механики, т2, --М.: Наука, 1983.

72. Лурье А.Б. Статистическая динамика сельскохозяйственных агрегатов. Л.: Колос, 1970.

73. МС 2631-90. Вибрация, передаваемая человеческому телу от твердых поверхностей. Руководство для оценки воздействия на человека. ИСО.

74. Малкин И.Г. Некоторые задачи теории нелинейных колебаний.-М.: ГИТТЛ, 1956.

75. Mathcad 6.0 plus. Финансовые, инженерные и научные расчеты в среде Windows 95 M.: Информационно- издательский дом «Фи-линъ», 1997.

76. Мельников C.B., Алешкин В.Р., Рощин П.М. Планирование эксперимента в исследованиях сельскохозяйственных процессов. -Л.: Колос, 1980.

77. Нахтигаль Н.С. Исследование подрессоривания сиденья колесного трактора при случайных возмущениях. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. Курск, 1969.

78. Нелинейные задачи динамики и прочности машин. Под. ред. В.А. Вейца.-Л.: изд-во ленинградского университета, 1983.

79. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний. М.: Наука, 1971.

80. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара. М.: Машиностроение, 1976.

81. Пановко Я.Г. Устойчивость и колебания упругих систем,- М.: Наука, 1987.

82. Пановко Я.Г. Внутреннее трение при колебаниях внутренних систем. М.: Физматгиз, 1960.

83. Пархиловский И.Г. Сравнительный анализ вероятностных характеристик микропрофиля дорог. Автомобильная промышленность, 1964, № 4.

84. Певзнер Я.М. Расчет колебаний автомобиля при различных характеристиках дорожного микропрофиля. Вып. 66, М.: НАМИ, 1964.

85. Порутаев В.Н. Резиновые и резинометаллические детали машин. -М.: Машиностроение, 1966.

86. Потемкин Г.А. Вибрационная защита и проблемы стандартизации. -М.: Изд-во стандартов, 1969.

87. Потемкин Г.А., Фролов К.В. О модельных представлениях биохимической системы «человек-оператор» при случайном вибрационном воздействии «Доклады АН СССР», т. 197, 1971, № 6.

88. Разумов И.К. Основы теории энергетического действия вибрации на человека. М.: Медицина, 1975.

89. Рекомендации по расчету экономической эффективности мероприятий по снижению локальной и общей вибрации. Челябинск, Минчермет СССР, 1982.

90. Росляков В.П. Аппроксимация корреляционных функций случайных процессов в задачах динамики сельскохозяйственных машин. Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства, 1969, № 8.

91. Росляков В.П. Теория колебаний и устойчивость колесных машин сельскохозяйственного назначения при случайных возмущениях, вызванных неровностями полей. Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук, Курск, 1969.

92. Ротенберг Р.В., Сиренко В.Н. О колебательных характеристиках человека в связи с изучением системы человек автомобиль - дорога. Автомобильная промышленность, 1972, № 1.

93. Ротенберг Р.В. Подвеска автомобиля. М.: Машиностроение, 1972.

94. Руководство по проектированию виброизоляции машин и оборудования. -М.: Стройиздат, 1972.

95. Санитарные нормы и правила (№1102-90) по ограничению вибрации и шума на рабочих местах тракторов, сельскохозяйственных, мелиоративных, строительно-дорожных машин и грузового транспорта.

96. Сафронов Ю.Г., Синев A.B., Соловьев B.C. Динамические свойства линейных вибрационных систем. М.: Наука, 1982.

97. Сафронов Ю.Г., Синев A.B., Соловьев B.C. Исследование электрогидравлической системы виброизоляции сиденья человека -оператора. Сб. «Влияние вибрации на организм человека и проблемы виброзащиты», -М.: Наука, 1974.

98. Светлицкий В.А., Стасенко И.В. Сборник задач по теории колебаний. -М.: Высшая школа, 1979.

99. Свешников A.A. Прикладные методы теории случайных функций. -М.: Наука, 1968.

100. Седов Л.И. Методы подобия и размерности. М.: Гостехиздат, 1957.

101. Седов Л.И. Механика сплошной среды. Tl. М.: Наука, 1984.

102. Силаев A.A. Спектральная теория подрессоривания транспортных машин. М.: Машиностроение, 1972.

103. Синглтон В.Г. Введение в эргономику. Всемирная организация здравоохранения. Женева, 1974.

104. Синеоков Г.Н., Панов И.М. Теория и расчет почвообрабатывающих машин. -М.: Машиностроение, 1977.

105. Скоростная сельскохозяйственная техника. Альбом справочник. -М.: Россельхозиздат, 1977

106. Стокер Дж. Нелинейные колебания в механических и электрических системах. М.: Иностранная литература, 1952.

107. Стрелков С.П. Введение в теорию колебаний. М.: Наука, 1964.

108. НО. Суворов Г.А., Малиновская H.H. Актуальные вопросы гигиенического нормирования вибрации рабочих мест. Сб. «Влияние вибраций на организм человека», М.: Наука, 1977.

109. Суворов Г.А., Малиновская H.H. Гигиеническое нормирование производственных вибраций в СССР, «Гигиена труда», 1976, № 9.

110. СуворовГ.А., Шкаринов А.Н., Денисов Э.Г. Гигиеническое нормирование производственных шумов и вибраций. М.: Медицина, 1984.

111. Теоретические исследования и обоснования конструктивных параметров подвески кабины капсулы для тракторов кл.1,4 т.е. Б.Ф. ВНИИТЭ, Минск, 1970.

112. Теоретические и экспериментальные исследования низкочастотных колебаний колесного трактора кл.1,4 т.е. с подрессоренным постом управления (кабиной капсулой), Б.Ф. ВНИИТЭ ГСКБ МТЗ, Минск, 1974.

113. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. М.: Наука, 1967.

114. Тольский В.Е. Колебания силового агрегата автомобиля. М.: Машиностроение, 1976.

115. Тондл А. Нелинейные колебания механических систем. М.: Мир, 1973.

116. Турбин Б.И. Теоретическая механика. М.: Сельхозиздат, 1960.

117. Турбин Б.И. Графоаналитический метод силового расчета механизмов сельскохозяйственных машин. Труды МИИСП, т.2, в.5, 1965.

118. Турбин Б.И. Исследование колебаний зерноуборочного комбайна. Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук. Москва, 1953.

119. Турбин Б.И., Дроздов В.Н. Снижение вибраций и шумов в сельскохозяйственных машинах. М.: Сельхозиздат, 1959.

120. Турбин Б.И., Кармен В.Д., Теория механизмов и машин. М.: Высшая школа, 1968.

121. Угланов М.Б. Анализ колебаний рабочих площадок картофелеуборочного комбайна. Механизация и электрификация сельского хозяйства. № 10, 1981.

122. Угланов М.Б. Результаты работы ГСПКТБ по защите от вибрации обслуживающего персонала картофелеуборочных комбайнов. Сб. «Эксплуатационная нагруженность и прочность сельскохозяйственных машин» Ростов-на-Дону, 1977.

123. Улицкий Е.Я. Научные проблемы охраны труда в механизированном сельскохозяйственном производстве. Механизация и электрификация социалистического хозяйства, № 3, 1969.

124. Улицкий Е.Я. О нормировании низкочастотных колебаний при работе тракторов и сельскохозяйственных машин. В кн. Актуальные вопросы эксплуатации машинно-тракторного парка в сельском хозяйстве. М.: 1969

125. Улицкий Е.Я., Гидон В.А., Орехов А.П. Исследования колебаний сиденья тракториста на повышенных скоростях. Вестник сельскохозяйственной науки, № 10, 1964.

126. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М.: 1975.

127. Фролов К.В. Уменьшение амплитуды резонансных систем путем управляемого изменения параметров. М.: Машиноведение, 1965, №3.

128. Харкевич A.A. Спектры и анализ. -М.: Физматгиз, 1962.

129. Хаяси Т. Вынужденные колебания в нелинейных системах -М.: Изд-во иностр. лит., 1957.

130. Хейл Дж. Колебания в нелинейных системах. М.: Мир, 1966.

131. Цыпкин ЯЗ. Основы теории автоматических систем. М.: Наука, 1977.

132. Шуберт Д.В., Ружичка Дж.Е. Теоретическое и экспериментальное исследование электрогидравлических виброзащитных систем. Конструирование и технология машиностроения, № 4, 1969.

133. Яценко H.H., Прутчиков O.K. Плавность хода грузовых автомобилей. М. : Машиностроение, 1969.

134. Longchamp J. Operator seat design problems in reference to theoretical vibration isolation and practical. European recommendation "SAE Preps", 1973, № 730824

135. Reace A.R. The tractor and its driven. Paver Farm, 1970, 45, № 5.

136. Отчет о научно-исследовательской работе «Исследование эксплуатационной нагруженности и надежности элементов привода картофелеуборочного комбайна КПК-3». РИСХМ, Ростов-на-Дону, 1991.