автореферат диссертации по безопасности жизнедеятельности человека, 05.26.01, диссертация на тему:Теоретическое обоснование и внедрение виброзащиты операторов мобильных машин системами перескока

ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ОСИНОВСКИЙ Александр Львович

ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ И ВНЕДРЕНИЕ

ВИБРС8АЩИТЫ ОПЕРАТОРОВ МОБИЛЬНЫХ МАШИН СИСТЕМАМИ ПЕРЕСКОКА

Специальность: С5.26.01 - Страна труда и пожарная безопасность

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

На правах рукописи

УДК 534.833:613.6ЧЧ

Санкт-Петербург 1992

ьи>ди/11«:на ь илхком институте ш&сенероь лселазнодорол— ного трансаорта, Брянский технологическом институте и Ярос-Лаьско!»; сельскохозяйственном институте

йаучный консультант - доктор технических наук, профессор Ц]КРАБАК Й.С.

Официальные оппоненты: доктор технических наук

п.И.ИВАНОВ

доктор технических наук

A.В.СйНЁВ

доктор технических наук

B.И.РОСЛЯКОВ

Ведущая организация Ш "КШЗАВТОЦШТР"

Защита состоится 18 декабря 1992 г. в 14 часов 30 минут на заседании специализированного совета Д 120.37.07 при Санкт-Петербургском государственном аграрном университете по адресу: 1Б9620, г.Санкт-Петербург-Душкин, Академический проспект, д.23, ауд.719

С диссертацией момно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского ^государственного аграрного университета

Автореферат разослан "/? " ноября 1992 г.

, профессор , профессор , профессор

Ученый секретарь саециализированного совета, доктор технических наук

Ф.Д.КиСОУлОВ

иНцАН лАРАКГКРИСТ»1КА РАНиТЫ

Актуальность проблемы. Как известно, внедрение высоки-производительных мобильных машин связано с одновременным ростом интенсивности вибрации на рабочих местах операторов. Задача устранения вредной, а иногда и опасной )вибрации до сих пор не рещена. Неудовлетворительное положение с виброзащитой человека-оператора практически во всех сферах; промышленности, сельского хозяйства и транспорта приводит к тому., что по данным ВЦШШГ третья часть среди всех профессиональных заболеваний это заболевания от вибрации и шума. Рассматривая человека в вибрационном процессе, приходится учитывать, что вибрационное воздействие всегда присутствует в совокупности других отрицательных факторов.

Сложность проблема состоит также в том, что человек не ощущает сразу напрямую вредное воздействие вибрации, её последствия сказываются только после длительного срока работы. Недопустимый уровень вибровоздействия может быть установлен только специальной аппаратурой, а восприятие этого уровня оператором зависит от субъективных факторов.

Кроме медицинского существует и производственный подход в этой проблеме, так как вибрация непосредственно влияет на производительность и безопасность труда. Так если.оператор подвержен низкочастотной вибрации О,о - 1,0 Гц, то появление сонливости ведет к росту числа дорожно-транспортных происшествий. Вибрации в диапазоне частот 4 - 8 Гц сказываются на быстрой утомляемости операторов, что влечет за собой снижение производительности труда и больрие экономические потери. Снижение остроты зрения на частитах 20 - 25 Гц недопустимо при управлении мобильными машинами. Известны также многочисленные случаи, когда производительность мобильной машины снижает сам оператор, так как более высокий режим работы это и больший уровень виброфона.

В настоящее время в большинстве мобильных ма{11ин для виброзащиты используются либо устареврие виброзащитные средства, либо не достаточно эффективные. Главным критерием оценки виброзащиты являются допустимые уровни виброускорений по ГОСТ 12.1.012-90. Традиционные способы виброзащиты не в со-

стоянии обеспечить удоьлетьорение этим нормам. Применение пневматических шдьесок улучшает показатели в основном в области средних и высоких частот. Средства активной вкброза-щиты не надежны в работе, сложны и практически не находят применения из-за большой их стоимости. Механизмы преобразования движения, а также разнообразные динамические гасители колебаний, могут служить . только для "вырезания" отдельных частот общего спектра.

Оценивая состояние виброзащиты за рубежом, отметим, ' что виброза^итные сиденья операторов, представляемые различными фирмами, обладают повышенной эргономичностыо, но не удовлетворяют нормам на вибрацию по всему диапазону нормируемых частот. Следовательно, решить проблему виброзаи^иты операторов мобильных машин путем импортных поставок маловероятно .

Поэтому развитие нового высокоэффективного способа виброзащиты системами перескока представляется вполне актуальным.

Цель исследований. Заключается в виброзащите операторов мобильных мартин (тракторов, автомобилей, локомотивов и т.п.) путем теоретического обоснования и внедрения систем с перескоком.

Для реализации этой цели в диссертации ставятся следующие задачи:

- обосновать способ виброзадиты операторов мобильных машин, используемых на различных производствах, включая и сельскохозяйственное, и на транспорте;

- обосновать математические модели связи инерционных« диссилативных и упругих сил в виброзащитной системе с учетом роли сил сопротивления в нелинейном подвешивании при наличии динамической жесткости близкой или равной нулю;

- разработать математические мидели основных характеристик динамической системы при различных видах возмущения;

- разработать методику проектирования виброзащитных устройств с экстремально-нулевой жесткостью упругого подвеса сиденья человека-оператора;

- разработать основные принципы конструирования нелинейных подвесок с перескоком;

- провести экспериментальные натурные исследования опытных образцов вкброзащитных механизмов и выполнить технико-экономическое обоснование эффективности внедрения виброзащитных устройств с перескоком на мобильных машинах.

Научная новизна. Разработаны математические функциональные зависимости между инерционными, диссидативныыи и упругими параметрами, позволяющие проектировать виброзащитные устройства с нулевой динамической жесткостью вблизи положения статического равновесия.

Выявлены условия, формирующие пробои мягкой подвески, и намечены пути ликвидации или недопущения этого явления в подвесках с перескоком.

Предложена методика подбора рационального уровня диссипации при различной природе сил трения для подвески с минимумом упругих сил.

Разработаны принципы реализации необходимой виброзащиты человека-оператора при различных видах возмущающего фактора.

Разработаны математические модели скелетных, амплитудно-частотных, прогибно-частотных и фазочастотных характеристик, включающих в себя конкретные параметры основных и корректирующих упругих и диссипативных элементов виброзащитных устройств, с соответствующими поправочными коэффициентами.

Предложена методика теоретического анализа, проектирования и конструирования виброзащитных устройств, обладающих повышенной виброзащитной эффективностью при отсутствии явлений нелинейного резонанса в виде срыва амплитуд и пробоев подвески.

На защиту выносятся?

- разработанные математические модели связи инерционных, диссипативных и упругих сил в виброзащитной системе с перескоком;

- методики проектирования и конструириьания виброзащитных сидений с системами перескока в упругом подвесе;

- результаты теоретических и экспериментальных исследований, позволяющие обосновать новый способ виброзащиты для операторов мобильных машин.

Практическая ценность. По результатам теоретических исследований разработали конкретные образцы виброзащитных сидений с перескоком для водителя тяжелой гусеничной машины, водителя грузового автомобиля и машиниста электровоза. Эти образцы обладают улучшенными, по сравнении с известными серийными образцами, ьиброзащитными качествами, позволяющими говорить о создании сидений, удовлетворяющих нормам на вибрацию по ГОСТ 12.1.012-90. На некоторых образцах достигнут уровень вибрации, близкий к комфортному, что дает значительный социальный и экономический эффект.

Апробация работы. Результаты исследований доложены на Ц-м международном симпозиуме "Человек под вибрацией" (г.Москва, 1985 г.), X Всесоюзной Акустической конференции (г.Москва, 1983 г.), 1У Всесоюзном симпозиуме "Влияние вибрации на организм человека и проблемы виброзащиты" (г.Москва, 1983 г.), Всесоюзных научно-технических конференциях "Создание локомотивов большой мощности и повышение их технического уровня" (г-.Ворориловград, 1981, 1985 г.г., г .Днепропетровск, 1987 г.), Всесоюзной научно-технической конференции по проблемам проектирования, строительства и эксплуатации БМа (г.Ленинград, 1976 г.), на симпозиуме по проблемам моделирования динамики подвижного состава (г. Брянск, 1974 г.), на научно-технических конференциях кафедр ОмйИТа (г.Омск, 1976, 1980, 1984, 1986 г.г.), на У1 легней (дколе ученых-механикоь "Анализ и синтез нелинейных механических колебательных систем" (г.Даугавпилс, 1976 г.), на совещании технического Совета Челябинского филиала научно-исследовательского тракторного института совместно с представителями НАТй. и ЧГЗ (г.Челябинск, 1960 г.), на' выездном бюро региональной секции Научного Совета ГННТ СССР "Ьиброзащита ыщиин и вибрационная техника" для Сибири, Урала и Дальнего Востока (г.Омск, 1968 г.).

Внедрение. Виброзащитное сиденье машиниста электровоза по а.с. )? 1043048 внедрено в серийное производство на Новочеркасском и Тбилисском электровозостроительных заводах с 1984 года с годовой программой 2,0 тыс. сидений.

Опытный образец сиденья водителя трактора принят Ан-

гарским НИИ ГТ и il3 для внедрении на бульдозеры повышенной мощности на комбинате "Алданзолото".

Структура диссертации. Диссертация состоит из введения, восьми глав, общих выводов и рекомендаций, списка литературы и семи приложений.

Работа в целом имеет 385 стр., в том числе текстовая часть изложена на 256 стр. машинописного текста, 47 рис. и 43 табл. Список литературы включает 185 наименований и приложения на 63 страницах.

Публикации. По теме .диссертации опубликовано 44 печатные работы, написаны 5 научно-технических отчетов, получено 4 авторских свидетельства на изобретения.

Глава I. маШИЧНСКИЕ СИСТМИ С ПЕМШЖиМ

Существуют механические деформируемые системы, у которых под воздействием приложенной внешней нагрузки возникает потеря устойчивости и внезапный переход от неустойчивого к устойчивому положению равновесия. Такое явление получило название перескока. При таком движении реализуется отрицательная силовая характеристика, привлекшая к себе внимание тем, что если элемент перескока совместить в одном механизме с обычной упругой системой, то при их взаимодействии реализуется суммарная силовая характеристика, имеющая любое (включая нулевое) малое значение жесткости в положении статического равновесия.

Анализ исследований в области виброзащиты показал, что теория виброзащиты, развитая в трудах Тимошенко С.П., Иориша Ю.И., Коловского М.З., Ильинского B.C..Бидермана ¿.Л., Димент-берга nl.it>., Фролова Я.В. и др., применима к виброзащитным устройствам с перескоком только в качестве общих рекомендаций.

Следует отметить, что многие исследования ведутся по динамике самих мобильных марш. Так, в работах Ротенберга Р.Ъ., Хачатурова A.A., Куценко C.Ü., Блохина £.П., Ущкалова B.ä., Хохлова A.A., Барского И.Б. и др. рассматриваются вопросы улучшения динамики автомобилей, железнодорожных экипажей и тракторов. В конечном итоге улучрение динамики мобильной ма-

щины аозволяет повысить вибризащиту человека-оператора, влияя на уровень входного возмущения.

Однако, в связи с тем, что человек сам является динамической колебательной системой, особенности которой раскрываются в работах Синева A.b., Потемкина Б.А., Сафронова Ю.Г., Афанасьева ¿.П. и др., виброзащита оператора требует своего специфического подхода. Существует четкое распределение научных исследований по видам ма<цин. йде в работах Илинича И.М. и Заяц Я.И. указывалось, что деятельность механизатора отличается от деятельности водителя автомобиля. Разработкой виброзащитных сидений для тракторов занимались ряд сотрудников НАТИ, а также Ким [LG., Кальченко Б.И., Степанов Ю.Б., Розенберг Д.Е. Такие же работы для грузовых автомобилей выполняли Сы-тий В.А., Беленький Ю.Ю., Трегубов В.А., для водителей дорожно-строительных и путевых.машин проектировали сиденья Иванов Н.И., Чепульский Ю.П., Семещин С.И. При этом разработчики использовали традиционные методы виброзащиты, пневматические подвески или механизмы преобразования движения.

В последнее время ведутся значительные исследования по системам активной виброзащиты, что отмечено появлением трудов Елисеева С.В., фурмана ф.А., Божко А.Е., Соловьева B.C., Ген-кина Ы.Д.

Анализируя вышеупомянутые исследования, можно отметить, что они имеют узко конкретную направленность, выводы и рекомендации не обладают универсальностью, а самое главное, их авторам не удалось реализовать сиденье, обеспечивающее выполнение необходимых санитарно-гигиенических норм.

Исследования в области виброзащиты системами перескока начаты сравнительно недавно. Вопросами теории перескока занимались в разное время Пахомов ti.il., Алаоужев 11.i., Никифоров И.С., Мигиренко T.G., разработкой опытных механизмов перескока Гернер И.И., Ким Л.И., Георгиади А.Г., созданием виброзащитных сидений Галынин H.A., Савельев jü.ä., Николаев В.А., Сергеев Б.Б.

Сравнение динамических качеств первых образцов виброзащитных сидений с перескоком показали, что их виброзащита намного эффективнее известных сидений, используемых в автомо-

бидах, на тракторах и локомотивах. Связано это с тем, что новая лодвеска обеспечена одновременно значительной несущей способностью и положительными качествами упругого линейного подвеса, а также средней динамической жесткостью, близкой к нулевому показателю. Это обеспечивается специальным подбором габаритных и силовых параметров перескока. Эти параметры позволяют растянуть характеристику для получения большого диапазона пониженной жесткости или сделать ее более регрессивной для увеличения возвращающих усилий и снижения динамического хода подвески.

Одним из важнейших параметров перескока являются силы трения в самом элементе перескока. В связи с малой динамической жесткостыи эти силы трения фактически полностью формируют диссилативную реакцию виброзащитного устройства. Здесь предложена экспериментально-расчетная формула для подсчета эквивалентного коэффициента вязкого трения для сиденья

Л = р-рпо^.,

где Рьу - средняя частота свободных колебаний на подвеске с перескоком; т - масса оператора с обрессоренной частью сиденья; рпр- эквивалентный коэффициент несущей подвески; А«»»- эквивалентный коэффициент в подшипниковых узлах перескока.

Б главе представлены также математические выражения силовых и жесткостных характеристик двух конструктивных систем перескока пружинного и торсионного, показывающие функциональные зависимости различных параметров, и выполнен их анализ. Из него делается вывод, что следует стремиться проводить исследования по этим математическим моделям, так как их аппроксимация лишает систему ее важнейших особенностей и ряда качеств.

Глава 2. ЛИНШАЯ ТЕОРИЯ ВИБРОЗАщИШ МШШЧЯСКИШ СИСТЙШМ С 11£РаЖ0К0м

Суммарную характеристику виброзащитного устройства с

перескоком можно представит« систод^ей участков. Пер-

вый является условнолинейным, ь никоторой приближении сохраняется постоянство жесткости, а второй имеет очевидные характерные нелинейные признаки. Величина участка регулируется параметрами перескока и может составить практически весь диапазон возможных прогибов подвешивания. Следовательно для анализа можно использовать линейную теорию.

Так как суммарная жесткость подвески меняется в значительных пределах, был введен специальный коэффициент снижения собственной частоты ,-,

'

где Жп~ жесткость упругих элементов перескока;

Жп/)- жесткость несущей пружины.

Рассматривая процесс свободных колебаний, были получены все необходимые математические зависимости для описания этого процесса в функции у . Снижение ^ уменьшает кинетическую энергию колебания или виброскорость, что в свою очередь ведет к снижению диссипации силами вязкого трения. В этом случае, варьируя у , можно реализовать нулевую собственную частому затухающих колебаний без достижения нулевой жесткости подвеса. Система при этом не задемпфирована, так как виброскорости стремятся к нулевому значению.

При введении в динамическую систему сил вязкого трения получим эффект относительного гистерезиса, когда упругая энергия есть функция у2 , а энергия рассеивания - функция у , что создает неограниченный относительный гистерезис

V (Г-1 г—). «>

где р - собственная частота исходной подвески без пере-^ скока;

П- - коэффициент затухания.

В случае учета сил сухого трения следует избегать появления зон застоя ограничением величины у

Г > -Т ' ">

ь

где к - сила сухого треник;

О. - прогиб упругого подвеса без перескока под действием силы раьной I?

Учитывая, что человек-оператор, управляющий мобильной машиной, может подвергаться как инерционному, так и кинематическому воздействию, рассмотрен процесс вынужденных колебаний при наличии таких возмущений для случая вязкого и сухого трения.

Особенность полученных коэффициентов динамичности при инерционном возмущении состоит в том, что у влияет на амплитуду вынужденных колебаний, а статический прогиб величина неизменная, так как в положении статического равновесия перескок выключается. Вводя оптимальное демпфирование р = 025р^ для подвески без перескока, удалось исследовать поведение колебательной системы при постоянном и регулируемом вязком трении. На рис.1 и 2 представлены функциональные зависимости у) а фазочас-тотные характеристики соответственно, где из - частота возмущения. Из них следует, что при инерционном возмущении силы вязкого трения практически не ограничивают резонансы на малых частотах, а введение избыточного демпфирования увеличивает наблагоприятную по ФЧХ зону частот. Поэтому предпочтительнее регулируемое вязкое трение и включение иных факторов, например нелинейности.

При кинематическом возмущении, являющимся основным для мобильных машин, коэффициенты виброизоляции имеют следующий вид (коэффициент вязкого трения р - соп)

- , / У* * 0.25 -тт- ^

" " V + ' (5>

На рис.З представлены зависимости Кп = 1(р~- X) > где видно, что снижение у уменьшает резонансный всплеск, смещая его в зону низких частот. Зарезонансная зона постоянно расширяется с одновременным улучшением динамических показателей в этой зоне.

При регулируемом трении Кр в зарезонансной зоне достаточно мал 0,1 - 0,2, но резонансный коэффициент сохраняет свое максимальное значение, соответствующее подвеске без перескока.

К

а/т

ОМ № Ш о

9 ✓

- у --

~53 Щ и ТТг.о

•со//»

04 л? 1.6 г.о

Рис.2, Ф&зочастотные характеристики инерционного возбуждения при вязком трении а) ji*consí сопз£

с

2.0

и

о Л

14 о

у-о 5

/у / №.75

Рис.3. Изменение коэффициента виброизоляции Кп

При учете сил сухого трения ь работе получены математические зависимости, позволяющие определять предельно допустимые коэффициенты у 110 величине сил сухого трения и силовым амплитудам возмущения. Коэффициенты динамичности при силах сухого трения имеют малые значения порядка 0,05-0,10 практически по всему диапазону частот, если у —0,25, однако при резонансе ограничения амплитуд не наблюдается. Б подвесках с перескоком условием отсутствия запирания подвески силами сухого трения является выполнение следующего условия ,--

4Р

X >

ИГ

(6)

где р = -р-р - коэффициент соотношения сил сухого трения и " 0 амплитуды возмущающей силы Р При конструировании сидений, особенно при наличии мягкой подвески, габаритный или предельный ход обычно ограничивается постановкой жестких или упругих упоров. Если этот ход выбирается, можно говорить о пробое подвески. Этот пробой может возникнуть как при единичных возмущениях, так и при резонансных режимах.

При исследовании недопущения пробоев рассмотрены два

варианта. 6 иаре^л! варианте получено условие отсутствия лро-бсеь Лля перескока

А <с! > 2 а. ■ (?)

У - Р

где А * резонансная амплитуда;

О. - амплитуда перемещения основания виброзащитного сиденья;

максимальная частота возмущений во входном спектре;

с/ - расстояние от положения статического равновесия до упора.

Б этом варианте необходимо иметь скелетную характеристику и резонансную прямую, отсекающую на скелетке резонансную амплитуду.

со втором варианте условие отсутствия пробоя связано с , нормируемым уровнем виброускорений для нормируемого диапазона частот. Нормируя произведение а,- и) , связываем показатель отсутствия пробоев не только с отсутствием вредного явления, но и главной задачей виброзащиты. Для этого составлена таблица таких показателей, учтены параметры демпфирования и получены оптимальные коэффициенты аиброизоляци^, обеспечивающие нормы и отсутствия пробоев ( Ип )

К" " (1- -^рт)г с1г у V + [а ^Т (8)

й работе приведены графические зависимости

позволяющие выбирать оптимальные соотношения. Изложена методика подбора у как по максимально допустимому ходу подвески, так и по нормируемому уровню возмущения.

Рассмотрено также ударное возмущение, для которого условием отсутствия пробоя подвески является

У •<. ^ ' ^ - > (9)

где X - время действия импульса; £ - амплитуда удара.

имучтлыь ni/a^nii.iiii'i.'J дП^^иичностл .ьк^ои«, ЧХ-J

ji'J |ц,о»КГИрОЙйги'.Я ПоДЬоСКИ С ijepeCKoKO..: ay/Ki!J уЦи-

Hiïi'o iamyjibOHOù возмущение пуоизве^вниш t• £ , предельно допустимый ход подьески У mut и собственную частоту несущей упругий системы. Причем увеличивая последнюю, можно достичь крайне малых у , при которых ударного пробоя не будет, иднако, следует помнить, что условия пробоя рапространяются только на линейную часть суммарной характеристики подвеса.

Анализ виброзащиты, произведенный по линейной теории, показал, что принципиально допустима подвеска с у ~ О, для которой колебательный процесс может не наблюдаться при кинематическом возмущении. Для инерционного возмущения ограничение амплитуд перемещений легко осуществляется мальм уровнем диссипации.

Глаьа 3. НЕЛИНШАЯ Т&РйЯ ЫБРОЗАщИТЫ СИСТ^ЛАлИ С ПЕРЗСШОМ

Использование линейной теории позволяет подобрать такие параметры виброза^итной системы, которые будут гарантировать эффективную виброзащиту в некотором диапазоне прогибов подвеса вблизи положения статического равновесия. Однако, исследование резонансных режимов и условий пробоя подвески показало, что удержать систему ь планируемом диапазоне прогибов не возможно. Поэтому рассмотрение общей нелинейной характеристики, использование нелинейности для предупреждения пробоев представляется вполне целесообразным. 4 Из рассмотрения различных математических выражений нелинейных характеристик в работе сделан ьыьод, что для проектирования виброзащитных сидений оператора лучпе всего пользоваться точнкмл математическими зависимостями, учитывающими конкретные конструктивные параметры перескока.

Методом гармонического баланса было получено уравнение скелетной характеристики подвески с пружинным перескоком

. р.'= р'.* ^-(/-é * н4) <»>

13

и торсионны:-..

7)1/ I ./СГ7Г7 / V X Лг ) з А2 .1

Обязательны;,-, условием является наличие нулевой динамической жесткости в положении статического равновесия. Кроме того, было введено понятие рабочего хода подсоски, когда

ру ^ р , где р - частота собственных колебаний подвески без перескока. Анализ сопоставления рабочего хода из физических возможностей перескока и равенства собственных частот показал, что методы нелинейной механики, дающие численную относительную ощибку = 0,2 %, существенно искажает качественную картину. Поэтому в работе представлены расчетные функциональные поправочные коэффициенты -0 , что позволило получить уточненные скелетные характеристики

(12)

р/-

ыШыЬ.А ь>

2

Р.

(13)

Аналогичные результаты были получены также методом начальных условий. В этих формулах А - амплитуда свободных колебаний, а остальные обозначения являются конструктивными параметрами перескока.

При рассмотрении инерционного возмущения получена математическая модель амплитудно-частотной характеристики, особенность которой состоит а том, что Р1 ь ней представляет собой выражения (12) или (13)_

., /(5777^7 , (и,

где Рр - силовая амплитуда инерционного возмущения;

В - амплитуда вынужденных колебаний.

роьшшя силиъих ха^акгерлит/к .к^лгекока, а ¿»¡ач;.г и ,.,ости-женс.я иоооходшлх ьпорозсцптних г.ячъачь, иистуиав? и^гиб ул^угого подноса. поэтому оьиа осноьлна и рассчитана математическая модель л^огиб.-ю-частной характеристики

2 „2 I /с? </ 1 2-1

°->У = Р1У 4п-СОу , (10)

л ' 6-г

где ц - амплитуда перемещения основания упругого поА-

ьеса;

- амплитуда прогиба вынужденных колебаний;

у = х - £ - прогиб.

На рис.4 представлены три НЧл ^ля торсионного перескока с различным уровнем диссипации вязкого (эквивалентного) трения, отог уровень был выбран из следующих соображений -для ограничения хода 2п = 1.44; для соответствия сил упругости и сил трения ( у и р ) 2л = 4,0В; для подвески без перескока при оптимальной диссипации 2п = ЬД. Кривая С='^/2псо , пересекая скелетную характеристику рД , указывает на максимально возможный прогиб подвески.

Рис.4. Прогибно-частотные характеристики подвесок с перескоком для:

I -2п=1,44; 2 - 2л = 4,06 ; 3 - 2п « Ь,1 . Т£-

Ани;,;:з.;ру.н эта аЧл, еид»ич, чги „.¡ослп^ц.'.я

= 1,44 и^лсущй. типична наялизйлой сивФмне с ым нелилейных срывов амплитуд пр.: частотах еоз^ущения более 1,о Гц. Такая характеристика не „оаустима в большинстве синений для мобильных машин. Более предпочтительной следует признать кривую 2, так как диссипация фактически ликвидировала нелинейные срывы амплитуд, кроме того значительно ограничила максимальный прогиб до 0,03 м. Такие прогибы гарантируют хорошие виброзащитные качества, так как средняя собственная частота имеет значения в пределах 0,7 - 1,0 Гц. Кривая 3 соответствует на малых частотах передемпфированной системе, так как прогибы практически постоянны при изменении частоты возмущения.

для этих характеристик принята некоторая идеализация, состоящая в том, что кинематическое возмущение ^ на иП~ ределенных частотах является постоянной величиной, а диссипация уподоблена вязкому трению. В эксплуатации мобильные машины восоздают случайный спектр возмущений или гармоники с переменным уровнем £ . Для этих процессов предложено воспользоваться ПЧХ, построенных на эксплуатационно-расчетных прогибах. Методика исследований на их основе, разработанная в диссертации, позволяет достичь хороших виброзащитных качеств и в этом случае. Сами прогибы определяются по формуле £___С< ■ со 2_

2= * ¿л««* ' (16)

а входные амплитуды выбираются из спектра возмущений. В результате случайные колебания представляются в виде переменного возмущения, сформированного из экспериментальных данных статистической обработки.

В подвесках с перескоком рекомендуется опасность появления дополнительных ветвей резонансных кривых устранять реализацией скелетной характеристики, выходящий из нулевого значения частоты возмущения, а этом случае, расчитывая прямую ограничения прогибов как

С2= , (17)

также выходящую из со = О , получим только одну точку пересечения со скелетной характеристикой или один максималь-

:ю в^акохлыи дрогну. о ;.ич,:ла ¿ты', ..р.л'.и;-. ..

Н.'л^^пО:.: О г. и;; /ара^Г^рЛ^Т;!:-:..:, Т.и-. .....

ОС.1А Оуме.'л ВЬСТИ учет я По^веСКе СИЛ суХоГо ТРОПИЛ, не создавая искусственную линеаризацию, то глаеньи условлен отсутствия запирания мягкой дэдоески будет выполнение соотношения

сА±- , (к)

т

а для получений оптимальных ьиброзащитных качеств следует сникать силы сухого трения до следующих пропорций

11 * 1,15-т -С, ■ со*. (19)

Глава 4. Шяй^Ц^МЛЬШй ОСОБЕННОСТИ ¿ЛБРОЗАщ/ГШЫХ ПОДшСОК С ПЕРЗСКОКО;.!

ааанейщий элемент теоретических исследований - возмущающий фактор сиденья - формируется самой мобильной кабиной. Сложность и многозвенность машины определяет такой же вид расчетной схемы. Например, расчетная схема локо^о-тиеа после существенных упрощений и идеализации все же имеет II степеней свободы, не считая схеь.у самого виброзащитного сиденья.

выполненные исследования и расчеты на '¿¿И показали, что для сидений с упругим подвесом Ж-*-0 необходимость в громоздких расчетных схемах отпадает. Доказано, что в этом случае следует использовать 2-х степенные расчетные схемы. при этом возмущение додано представлять собой резонансную гармонику пола кабины машины (или несколько гармоник), а лля приближения к реальным процесса!.: необходимо вводить случайный спектр, записанный на конкретном обвейте.

¡¡рвдетаоденйй человека как биомеханической много:.;ас-совой модели также становится нецелесообразным, так как подвеска с перескоком на выходе отфильтровывает входной спектр до частот не резонансных для органов человека.

Особенностью виброзацитных сидений с перескоком яв-

'¿''J, -ji'o —' ■ i i. CC^^-J; J J.i 'j w J^-^-JK Г

ЩПТу .»i"' СЛд чайял/ иОомуцг.ЧИП, Чс»1 ЧмСТО Гармоническом.

^д'гье^дается расчетом аьтомоо'/льного сИдеНЬЯ аул случайных возмущениях, зафиксированных на полу кабины гру-autiOiu автомобиля. Полученный расчетный выходной спектр ¿¡оказал высокие виброзащитные качества схемы.

bee эти принципиальные особенности подвесок с перескоком связаны в первую очередь с тем, что в некотором приближении, эти подвески могут быть отнесены к активным ьиороза-щитным система!«. Перескок принимает внешнее возмущение, осуществляет слежение за ним, за счет запасенной ранее энергии упругий деформации компенсирует сходную энергию возмущения. Главные преимущества данной виброзащитной системы состоят в отсутствии датчиков, задающих, сравнивающих, преобразующих и управляющих элементов.

Поэтому для исследования функциональных возможностей подвесок с перескоком можно успешно применять математический аппарат активной ьиброзащиты, а именно, рассматривать такие подвески как инвариантные системы. Структурная схема подвески с перескоком в этом случае может иметь вид, как на рис.5. Внешнее воздействие через сумматор I формирует две передаточные функции звеньев Wnp(p) =Жпр Аля несущего упругого элемента и \х/п (р)<=Ж п для перескока, через сумматор 2 образуется передаточная функция защищаемого объекта WM (р) , Где р - оператор дифференцирования.

Рис.5. Структурная схема с перескоком

г.кЩьО и К и ^ J С ¿'ри ¡1С-1

^ (р) = Лх*,(р) + УÄР(р)1-\^»(р) _ (¿о) ,с 1 + (?) * сР;]. (Р)

Для одностеленной системы л^и кинематическим возму^е-нии эта функция имеет вид

Р

^ (р) = Же- ' (21)

+

т • т

Передаточная функция обратной связи осуществ-

ляется таким образом, чтобы суммарная эквивалентная передаточная функция по ^ была бы равна единице.

Тогда г

;сР)-- '(ж*-™ . и,

Если спроектировать подвеску с Ж пр ' Ж я = 0 и ^¿? , то вблизи положения статического равновесия (22) будет выполнено^ что соответствует положениям теории главы 2 и 3.

I

Г-Ьава 5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВИБРОЗАщИТНаХ СДЦЗШ С П£Р££К01Ш

Выполненные теоретические исследования позволяют перейти к непосредственному конструированию виброзащитных сидений. Главный принцип здесь - виброзащитная подвеска должна иметь диапазон пониженной жесткости, перекрывающий все возможные эксплуатационные прогибы. Принципиальное отличие методики выбора расчетных параметров состоит в том, что основным показателем внешнего воздействия считается перемещение лола кабины мобильной машины, а частотный, энергетический и инерционный уровни не имеют значения.

При конструировании все мобильные ыащикы были объединены в три класса - трактора, автомобили и локомотивы, что позволило реализовать три типа универсальных виброзащитных сидений с перескоком. По некоторым основным показателям эти сиденья могут быть универсальными для любой мобильной машины.

КаЧ'-СТЬСЛСТ^^ъ. С Ле^сСкОК^и ~^сел е ,{:.) ЛОЛЬЗУ^аЛСЯ 1 ОрС1ЮНг1ШИ Лб'роСКОл , ои.аа^-хОЩПИ ОиЛЬЩои ЗЛирГО—

емкостью, внутренними с;:ла,.;л тропик и ;..алы«.п гаОаритщ.:и. Отличие сидений состояли и различных конструкциях направляющих, которые в свою очередь ь рамках габаритных ограничений влияли на выбор защитного хода подвески, а значит и на ее виброзащитную эффективность.

¡3 сиденьях предусматривались соответствующие регулировочные устройства, главное назначение которых выключато систему с перескоком в положении статического нагружения.

Ь работе даны также рекомендации по снижению сил трения, в основном в конструкционных узлах,так как введение в подвеску специальных гидравлических гасителей колебаний не предусматривается, что также отличает эти сиденья от известных других образцов.

Для ограничения хода и исключения пробоев используется нелинейная форма силовой характеристики подвеса, силы внутреннего и конструкционного трения, а для автомобильного сиденья был разработан специальный фрикционный ограничитель хода, регулирующий ход следящим уровнем сил сухого трения. |

Б соответствующих разделах приведены необходимые инженерно-конструкторские расчеты, которые позволили получить конкретные параметры сидений, представленные в табл.1. Схема тракторного сиденья представлена на рис.6.

Особенность этой схемы, что несущая пружина расположена горизонтально, поэтому она обладает повышенной жесткостью. Само сиденье сконструировано на базе типового сиденья :,1ХЗ - салазки, регулировочный механизм поперечного хода, подушка и спинка сохраняются.

При расчете учитывалось, что на подвеску приходится 6/7 веса оператора при общем максимально-расчетном значении в 120 кг. Полученная функциональная зависимость вертикального хода и горизонтальной деформации позволила достичь на вертикальном ходе - 0,06 м условного хода системы с перескоком до 0,015 и, который в свию очередь реализовал условный эквивалентный прогиб подвески до 0,24 м. Дан, ный прогиб характеризует общий ход, а основным показате-

леи ясляотся средняя собственная часги1."";, которая a ^лала-зоне эксплуатационных лригибос а заекси^ ости у у веса оператора килеолется ь предела/. 0,3 -s- и,ó Гц. Такие "мягкое" сиденье не иксы' аналогов a млросой практике, хотя л это но является пределом данной конструкции.

Таблица I

Конструктивные параметры подьесок виброзащитных сидений

]Л ! Параметр подвески пп! !

! Тип сиденья_

!трактор-!автомо-!железно-!ное_1бильное! дорожное

л/и 3.54-I03"14-10^ 1о-Ю3

60-Ю3 47-103 51,7-Ю3

м 0,055 0,0ЬЗ 0,134

0,240 0,235 0,140

0,0147 0,0108 0,0125

0,115 0,075 0,128

0,200 0,115 0,170

I. Жесткость несущей пружины,

2- Жесткость торсиона, н/м

3. Суммарный радиус контакта,

4. Общий эквивалентный ход, м

5. Параметры торсиона: диаметр вала, м длина вала, м длина рычага, м

Для автомобильного сиденья конструкция направляющих подобна используемым в сиденьях фирмы <£ гаттех. Главная сложность проектирования подобных направляющих состоит в - необходимости ограничения вертикальных габаритов, которые ъ свою очередь сокращают защитный ход перескока, а тоже время перемещения пола грузового автомобиля достигают больших значений, особенно при движении по бездорожью, »¡кенни поэтому данное елденье потребовало разработки дополнителоного элемента - фрикционного ограничителя хода.

Железнодорожное сиденье имеет телескопические направляющие, исклычаищие элементы преобразования хода. Оно особенно удобно в больших просторных кабинах и может быть рекомендовано для путевых и дорожно-строительных машин, а также для объектов технологической вибрации.

______ Рис.б. Схема тракторного 'виброзащитного сиденья

Специфические особенности эксплуатации каждого сиденья учитывались на стадии проектирования и при расчете виброзащитных элементов. Предусматривалось изготовление таких сидений не только централизовано, но и в условиях мелких производств, поэтому они просты конструктивно и не используют дефицитных деталей или материалов. Поэтому созданные образцы являлисо не макетами, а действующими образцами с полностью готовой проектной документацией.

Глава о. ЛАБОРАТиРНО-СТЕВДОШй AHAJIiI3 ОСНОВНЫХ дяНАШЧйЖйл КАЧйСТа йШРОЗлцйТгШ С1!д£Ш1Л С IliPcCKOKUii 6 ПидБгСКЕ

исе опытные образцы виброзащитных сидений с перескоком продли дьа этапа лабораторно-стендовых испытаний. На первом этапе проводились статические испытания для получения силовой характеристики и оценки уровня диссипации. В качестве примера на рис.7 изображена реальная статическая силовая характеристика тракторного сиденья.

рис.7. Статическая силовая характеристика тракторного сиденья

Из этой характеристики следует, что диапазон малой жесткости (силовые линии почти горизонтальны) составляет около 0,10м., что фактически полностью покрывает весь ход подвески. Средняя динамическая жесткость подьески находится в пределах (1,5 - ^бЫС5 н/м, что гарантирует среднюю собственную частоту 0,7 - 0,8 Гц. Диссипация незначительна .

Затем на эксцентриковом стенде при чисто гармоническом иозму^ении подбирался оптимальный вариант радиуса профилированных упоров перескока, так как чем меньше этот радиус, тем чувствительнее перескок к малым амплитудам перемещения (при частоте возмущения 10 Гц амплитуда перемещения составляет 1.10"^ м и перескок зыклачается). однако величина защитного хода напрямую сьязана с ра^пусоь. уЛч,^— и умеНоЛать радиус только олре^еленп-л'о

предела. Здесь же л^оъидиласо л^ед.эарителиная и ценна синений по коэффициенту вибролередачи, который также зависит от радиуса уаора. Например, в табл.2 достаточно четко это прослеживается. 11о ее данныл; можно также оценить какими параметрами обладают типовые сиденья тракторов ХТЗ и ЫГЗ.

ТаОллца 2

Коэффициенты вибропьредачи на тракторных, сиденьях

V ¡Частота воз-1_Коэффициент вибропередачи_

пп1мущения, Гц I I I сиденье с перескоком

! ! ХТЗ ! ЫТЗ !(? =0 ,032! /? -0,061/? »0,06

I 1,0 1,15 .1,17 0,10 0,13 0,25

2 2,0 0,7У 1,15 0,13 0,08 0,17

3 3,15 0,26 0,2о 0,10 0,04 0,0о

4 4,0 0,20 0,14 0,09 0,12 0,05

5 5,0 0,13 0,07 0,10 0,14 0,09

о 8,0 0,12 0,09 0,19 0,14 0,10

После соответствующего подбора выбранных параметров на втором этапе выполнялись оценочные стендовые испытания. Тракторное сиденье испытывалось в лаборатории физических факторов НИИ ГТ и ИЗ АШ СССР на специализированном вибростенде фирмы Schenfi ФРГ. Спектрограмма вертикальных виброускорений представлена на рис.8. Из нее следует, что, оценивая виброзащитные качества сиденья, можно выделитв четыре основных диапазона частот, В первом диапазоне 1,6 -5,0 Гц подвеска с перескоком снижает входную вибрацию на 14,5 - 27 дБ, при этом входные возмущения значительно превышают допустимые по нормам, а выходной спектр имеет уровень комфорта.

Во втором диапазоне 6,3 - 12,5 Гц система с перескоком теряет свою чувствительность и коэффициент вибропередачи возрастает с 0,06 до 0,4. В третьем диапазоне 16,0 -31,5 Гц в основном работает подушка сиденья, снижая вибрацию от 13 до 27 ДБ. Такая же картина для четвертого диапазона 40,0 - 63,0 Гц.

Главный вывод, который очевиден из этой спектрограммы - сиденье с перескоком, работая совместно с подушкой, обеспечивает удовлетворение санитарно-гигиенических норм на вибрацию по.всему диапазону нормируемых частот. Для проектировщика таких сидений нужно обратить внимание на

частоты ь ,0 - 12,0 Гц, где коэффициенты вибролередачи достаточно высоки. Снижение их возможно только за счет дальнейшего повышения чувствительности системы с перескоком.

Рис.8. Спектрограмма виброускорений для тракторного сиденья I - шток стенда 2 - подушка сиденья

¿3 отделе биомеханики систем "Человек-машина" ШАШ АН СССР были проведены испытания тракторного сиденья на стенде ЭГЗ-Ю-ЮО на случайное возмущение, в качестве которого исполвзованы виброспектры, зафиксированные на полу грузового автомобиля, во время движения его по булыжной дороге (условное название ВиНв ) со скоростями 30 и 60 км/ч и по "Бельгийской мостовой" ( ВИ/Б) со скороствю 10 км/ч. Полные материалы всех стендовых исследований в отделе биомеханики ййДАШ представлены в диссертации. Ь качестве примера в табл.3 приведены данные по ВЦИЬ в диапазоне частот 0,8 - 10,0 Гц.

¡эффективность сиденья с перескоком достаточна, кроме частоты 6,0 Гц. данный недостаток был легко устранен уменьшением радиуса профилированного упора и повышением чувствительности перескока. При проведении натурного эксперимента ускорения на сиденье на &иК$ и тех же скоростях составили 0,232 и 0,218 м/с соответственно.

Таблица 3

Виброускорения при случайном возмущении на стенде

№ !Частота ! v = 30 км/ч I У . 60 км/ч I

пп1 в Гц !пол ка- -1 си- !пол ка -1 си- 1 Примечание

! бины !денье !бины ! денье 1

I 0,8 0,079 0,081 0,129 0,099 I.Уровень уско-

2 1,0 0,159 0,083 0,095 0,174 рений в м/с^

3 1,26 0,138 0,106 0,166 0,086

4 1,60 0,144 0,107 0,189 0,136 2.В рамках уско-

5 2,0 0,219 0,149 0,216 0,147 рения превы-

6 2,6 ¡0,607 / 0,170 | 0,706 | 0,151 шающие нормы

7 3,15 0,341 0,208 0,310 0,177 З.Вес водителя

8 4,0 0,312 0,30о 0,42э| 0,261 65 кг

У 10 5,0 | 6,3 | 0.3У7 ||0,377Ц 0,б79 | 0,Лоэ 1 0,48У|| 0,484 I о,7оз| о,ааг

11 8,0 | 0,683 | 1 0,239 | 0,918( 0,275

12 10,0 1 0,668 1|0,4о4|| 0,8781 0,3и6

для стендовых испытаний автомобильного сиденья были предложены два конструктивных варианта перескока. Первый образец имел упругий элемент перескока в виде изгибных круглых рессорных стержней. Установка таких элементов па-раллелвно несущей пружине потребовала использования большого радиуса профилированного кулачка и увеличения диссипации силами сухого трения, ьторой образец имел торсионный перескок с малым радиусом и малой диссипацией.

Результаты испытаний на стенде ВНИИЖГа представлены в табл.4.

Таблица 4

Виброускирения лри стендовых испытаниях автомобильных сидений

]г нп !Частота, ! ! Гц ! Ускорение, м/с'*

стенд ! сиденье I ! сиденье Ц

I 2,0 0,753 0,189 0,225

2 2,5 0,672 0,119 0,238

3 3,15 0,558 0,095 0,134

4 4,0 0,533 0,1о9 0,106

5 5,0 0,533 0,267 0,0о7

6 6,3 0,533 0,134 0,042

7 8,0 0,533 0,134 0,038

а 10,0 0,598 0,150 0,04

Все входные ускорения превышают допустимые нормы, а все выходные имеют уровень ниже нормируемого. Первый образец более эффективен на низких частотах 2 - 3,15 Гц, а второй на 4 - 10 Гц. В среднем второй образец эффективнее в 2,5 - 3 раза, поэтому он и рекомендован для натурного эксперимента.

Особенность входного возмущения локомотивов, а также условия работы операторов, не требующие управления машины ногами, позволили осуществить за счет подрессоренной подножки полную виброзащиту машиниста локомотива, ¿то сразу сказалось на результатах стендовых испытаний, представленных в табл.5. Здесь наиболее показательный виброфон, так как входной уровень на полу локомотива практически по всему спектру превышает допустимый, кроме 3,15 и более Гц, а на подушке имеем уровень комфорта.

Ь целом стендовые испытания позволили хорошо изучить качественные и количественные показатели сидений при кинематическом возмущении гармонического и случайного воздействия. Случайное воздействие иммитировало реалвные эксплуатационные виброуровни по величине и частотному диапазону. В процессе испытаний удалось откорректировать динамические параметры сидений и подготовить образцы к

ПаТурНЫ'.; ИСПЫТаНИКМ 11 Последующему ЪНедреи;:.^.

1'а.блица 5

Виброускорения при стендовых испытаниях железнодорожного сиденья

3-

№ ! Частота,

Ускорения, м/с

.! Норма

-пп! Гц 1 пол I сиденье I 110 исо

I 2,0 0,467 0,125 0,45

2 2,5 0,482 0,11 0,40

3 3,15 0,297 0,10 0,355

4 4,0 0,450 0,10 0,315

о 5,0 0,499 0,10 0,315

о 6,3 0,490 0,10 0,315

7 8,0 0,608 0,126 0,315

8 10,0 0,453 0,108 0,40

9 12,5 0,590 0,142 0,50

10 16,0 0,803 0,107 0,63

II 20,0 0,756 0,10 0,80

12 25,0 0,388 0,10 1,00

13 31,5 0,455 о.ю ; 1,25

14 40,0 0,245 0,10 1 1,60

15 50,0 0,383 0,10 2,00

Глава 7. НАТУРНЫЙ ЭЮфРИ^ТАЛЫШ ИСПЫТАНИЯ ВИБ-РОЗАЩШХ. СИДЕНИЙ С ПЕРЕСКОКОМ В ПОДВЕШИВАНИИ

Натурные динамические испытания тракторного сиденья были проведены на полигоне комбината "Алданзолото". Мобильной машиной являлся бульдозер мощностью 425 л.с. фирмы {-Са1 - /^¿¿¿¡, . Виброзащитные качества сиденья оценивались при трех рабочих режимах - бульдозировании, откатке и транспортном ходе. Последний из них является наиболее интересным, так как относится к движению целого класса машин на гусеничном ходу.

2Ь

Запись параметров вибрации производилась лабораторией гигиены труда в горнорудной промышленности Ангарского НИИ ГТ и ПЗ. Для сравнения велась запись также на штатном сиденье фирмы.

Ъ табл.ь и 7 приведены некоторые результаты этих испытаний.

Таблица о

Виброускорения при бульдозировании

---

Частота, !_Ускорение, ы/сг

Гц 1 штатное сиденье 1 опытное сиденье

(пол кабины ! !подушка I сиденья I пол кабины! I ! поду да а сиденья

2,0 0,134 0,12 0,17 0,04

2,5 0,17 0,05 0,17 0,06

3,15 0,27 0,24 0,19 0,09

4,0 0,19 0,15 0,42 0,15

5,0 0,30 0,75 0,38 0,12

6,3 0,30 0,24 0,42 0,15

8,0 0,75 0,24 0,47 0,12

10,0 0,38 0,12 0,75 0,26

Анализ вибрации при бульдозировании показывает, что ускорения на полу кабины превышают допустимые значения на частотах от 4,0 до 20 Гц. Штатное сиденье не удовлетворяет нормам на частоте 5 Гц, а сиденье с перескоком этого не имеет.

На транспортном ходу при движении по бездорожью, что характерно для тракторов, превышение норм на полу представляется вполне естественным, штатное сиденье не удовлетворяет нормам на частотах о,3; 6,0; 12,5; 16 и 20 Гц. оиброзащитное сиденье удовлетворило нормы на всех частотах, кроме 10 Гц, где перескок практически выключается из-за малости прогибов. Как упоминалось, это устраняется повышением чувствительности элемента перескока и не представляет больших трудностей.

Полный объем испытаний представлен в диссертации, где имеются спектрограммы для всего диапазона нормируемых частот, для штатного сиденья и двух вариантов опытного, для трех режимов работы.

Для более полного представления о виброзащитных возможностях сиденья с перескоком сопоставим его с тракторными сиденьями НАШ, ВНИИТЗ и ХТЗ по такому наиболее точному показателю, как коэффициент вибропередачи. При таком показателе можно сравнивать результаты испытаний, проведенных в разных местах, в разное время и даже на разных машинах.

Таблица 7

Виброускорения при транспортном ходе

---

Частота, 1_Ускорение, м/с

Гп 1 штатное сиденье I опытное сиденье

i ц |пол кабины .'подушка !пол кабины I подушка

1 !кабины 1 ¡кабины

2,0 0,21 0,15 0,21 0,04

2,5 0,19 0,24 0,15 0,09

3,15 0,24 0,30 0,33 0,08

4,0 0,27 0,15 0,24 0,05

5,0 0,33 0,24 0,24 0,10

6,3 0,60 0,47 0,60 0,12

8,0 0,53 0,33 0,60 0,30

10,0 0,67 0,38 1,06 0,59

На рис.9 представлены экспериментальные Кп =/ (ьз) Учитывая, что на рис.9 штатное сиденье фирмы фактически сравниваем шесть образцов тракторных сидений при транспортном ходе - на рис.9, по полному бездорожью, а на рис.10 по грунтовой дороге.

Отметим, что подвеска сиденья ХТЗ это пружина растяжения с направляющими типа рычажного параллелограмма, НАТН I пружина кручения с направляющими типа "ножницы", НАТИ 2 тоже с направляющими типа "параллелограмм" и БФ ВНШТЭ пневмогидравлическая активная система с гидроци-

Рис.9. Экспериментальные коэффициенты вибропередачи для: I - штатного сиденья; 2 - сиденья с перескоком

175 1.5 125 1.0

9.15 0.5 г>25 о

1 , -\

3 / /

4-

го

З.о 4.0

со

Гц.

Рис.10. Экспериментальные коэффициенты вибропередачи для: I - сиденье ХТЗ; 2 - НАШ I; 3 - НАШ 2: 4 - бф ВНЖГЭ

линдром и пневмобаллоном. Сравнение этих сидений с подвеской перескока выявляет их крайне малую эффективность. В диссертации представлены эти же показатели при работе тракторов на пахоте с плугом. При таком режиме работы коэффициенты передачи находятся в пределах I - 2,5, что указывает не на виброзащиту, а на увеличение вибрации этими сиденьями.

Показатели подвески перескока с И а от 0,2 до 0,4 (немного худаий показатель на 2,5 Гц) следует признать достаточно хорошими. Если принять условно, что откатка и пахота это близкие режимы работы, то следует ожидать, что сиденье с перескоком позволит снизить вибрацию до нормируемого уровня и на этом специфическом режиме работы сельскохозяйственной мобильной мацшны.

Натурные испытания автомобильного сиденья проводились на полигоне НАШ на трех видах дорог: динамометрической (ДМД), булыжной нормального профиля ( ВиИ& ) и булыжной специального профиля ( В\УВ ). Материалы испытаний представлены в диссертации в полном объеме. Выделим некоторые, наиболее показательные из них..

На рис.^1 представлены Ип =/ (со) для ДЦЦ. В качестве сравниваемых взяты лучшие мировые образцы сидений для грузовых автомобилей. Хорошо видно, как эти сиденья увеличивают вибрацию входа почти по всем частотам возмущения, что приводит к неудовлетворению норм на частотах от 2,5 до 8,0 Гц. Для других типов дорог показатели еще хуже.

По данным табл.8 можно оценить виброзащиту, осуществляемую сиденьем с перескоком. На ДЦД сиденье пол--ностью удовлетворяет нормам на вибрацию по всему диапазону частот для трех нормируемых скоростей. На &ЦИ& превышение норм приходится только на частоты 6,0 и 10,0 Гц (требуется повысить чувствительность перескока, так как экспериментальные прогибы составили здесь в среднем 0,09'10~3 м). На В1гВ нормы не удовлетворяются на частотах 1,25; 4,0 и 5,0 Гц.

В тоже время наблюдались пробои подвески, особенно на В . что и обусловило такой виброуровень на час-

тоте 1,25 Гц. Очевидно, что силы трения фрикционного ограничителя хода следует увеличивать.

Таблица 8

¡экспериментальные ускорения на подушке автомобильного сиденья

---

Частота,I_Виброускорение, и/сг_

Гц 1 ДМД У, км/ч 1 Ви.И£ V, км/ч 1 В\уЕ>

1 70 I 50 1 зо : ! 60 1 45 1 30 ! 10

1,25 0,09 0,05 0,05 0,22 0,16 0,24 0,64

1,6 0,12 0,08 0,07 0,18 0,23 0,36 0,41

2,0 0,15 0,15 0,11 0,32 0,37 0,25 0,34

2,5 0,22 0,24 0,34 0,24 0,23 0,20 0,30

3,15 0,19 0,15 0,17 0,18 0,19 0,21 0,29

4,0 0,09 0,13 0,07 0,20 0,23 0,18 0,32

5,0 0,13 0,20 0,12 0,22 0,22 0,23 0,36

6,3 0,20 0,12 0,11 0,23 0,26 0,22 0,31

8,0 0,20 0,17 0,25 0,49 0,46 0,38 0,28

10,0 0,21 0,26 0,15 0,47 0,43 0,40 0,29

2.0' 1.75

{.О

0.75---:___:_______________и_______

ал й? 10 /.15 <.6 2.0 С.5 5/5 '/0 5 9 1-3 ?р Гц,

Рис.11. Коэффициенты вибропередачи на /Щ при V = 70 км/ч для: I - сиденье 7/^-МёЬе-ВегА (ГДР); 2 - ЗИЛ 4331; 3- ¿ъаттеъ (ФРГ)

Железнодорожное сиденье перед внедрением в серийное производство продало стадию экспериментальных натурных испытаний на локомотивах различных марок, как новых ма^ин, так и бывших в длительной эксплуатации. В табл.9 приведены данные по испытанию на электровозе ВЛ80 при ведении состава по маршрутным путям.

Таблица 9

Экспериментальные виброускорения и коэффициенты вибропередачи на железнодорожных сиденьях

Частота, 1 Виброускорение, м/с**_I_Ип_

Гц ! пол [серийное (сиденье с Iсерийное!опытное _!_[сиденье I перескоком!_!_

2,0 0,45 0,55 0,26 . 1,22 0,58

2,5 0,50 0,65 0,21 1,3 0,42

3,15 0,48 0,65 0,15 1,35 0,31

4,0 0,18 0,24 0,12 1,33 0,66

5,0 0,16 0,15 0,11 0,94 0,69

6,3 0,20 0,18 0,12 0,9 0,6

8,0 0,15 0,15 0,14 1,0 0,93

10,0 0,14 0,12 0,10 0,86 0,71

Отсюда следует, что сиденье с перескоком на всем нормируемом диапазоне частот не только удовлетворяет нормам, но и не выходит за границы комфорта. По сравнению с серийным образцом на некоторых частотах достигнута разница в 13 ДБ. Сиденье показало универсальные виброзащитные качества, что позволило рекомендовать его для самых различных типов железнодорожных машин.

Обобщая все выполненные натурные испытания, можем констатировать, что виброзащитные сиденья с перескоком по своим динамическим параметрам не имеют аналогов в зарубежной и отечественной практике, а главное обеспечивают удовлетворение санитарно-гигиенических норм на вибрацию.

Глава 8. СОДИАЛЬНО-ЭКОНОМИЧЬСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ

УЛУЧШЖ УСЛОВИЙ ТРУДА ЧЕЛОВЕКА-ОПЕРАТОРА ТРАНСПОРТНОГО ОБЬЕКТА ПО ВИБРАЦИОННОМУ ФАКТОРУ

Общим для водителей мобильных мёцнин является работа в условиях постоянно действующей вибрации. Эта вибрация вызывает утомляемость оператора, снижение внимательности, зрения и слуха, уменьшает производительность труда, увеличивает число аварийных ситуаций. Вибрация вызывает ряд профессиональных заболеваний. Поэтому снижение виброфона имеет социальное и экономическое значение.

Если социальные факторы выступают опосредовано, то экономические можно выразить в стоимостном виде. Существует методика расчета экономической эффективности мероприятий по снижению вибрации, основанная на оценке вибрации по уровню мощности.

Методика рекомендует предварительно определить динамические уровни виброускорений на типовых сиденьях и предлагаемых в ДБ, на основе экспериментальных данных. Затем в октав-ных полосах частот, используя специальную таблицу поправок, необходимо вычислить октавные уровни мощности вибрации с учетом поправок на поглощение реактивной мощности вибрации человеком. По соответствующей таблице необходимо определить вероятность заболевания виброболезнью и, учитывая среднюю продолжительность работы оператора на одном и том же рабочем месте, подсчитать среднегодовую стоимость прибавочного продукта, создаваемую рабочим во время работы в условиях вибрации. Годовой экономический ущерб от вибрации и эффект от снижения вибрации включает эту стоимость и позволяет не толвко оценить прибыль, но и срок окупаемости дополнительных капитальных вложений.

Исследования, выполненные по этой методике, показали, что конкретные цифровые показатели достаточно условны, так как зависят от ценового уровня, массовости изготовления и наличия современной технологии.

Расчеты экономической эффективности тракторного сиденья с перескоком выявили, что в старых ценах только программа

выпуска бульдозеров может обеспечить эффект в 16 млн.руб при средней окупаемости в II дней. Показатели для всего тракторного парка могут быть на порядок выше.

Для автомобильного сиденья расчетные данные указывают, что только один ЗИЛ может получить годовую прибыль от снижения вибрации в 40 млн.руб при окупаемости в 18 дней.

Если учесть нынещний рост цен, то одно сиденье с перескоком для сельскохозяйственной мобильной машины может дать от снижения вибрации прибыль в 2,0 - 2,5 тыс.р.

Важнейшим фактором здесь следует признать то, что производство этих сидений можно наладить в совхозах или колхозах, производя модернизацию серийных образцов. Тогда экономические показатели значительно возрастут.

Однако, главным все же следует считать социальные факторы, направленные на охрану здоровья людей. В табл.Ю показано на сколько снижается вероятность заболевания виброболезнью при внедрении автомобильных сидений с перескоком. Этот показатель должен стать основным оценочным при решении вопросов виброзащиты.

Таблица Ю

Расчетная вероятность заболевания виброболезнью

Вид дороги IНаименование IОбщий уровень IВероятность

1 сиденья !мощности, лБ !заболеваний

Ж4 ЗИЛ-4331 119,7 0,167

опытное 114.8 0,078

в ик$> ЗИД-4331 123,0 0,27

опытное 119.1 0,16

ЗИД-4331 124,8 0,348

опытное К1,9 0,26

Примечание: /Щ - асфальтобетонная дорога Ы1К$- булыжная профилированная ВЙ"В- дорога с брусчато гранитными камнями с нерегулярными выступами до 2,5 см и впадинами до 4 см.

ОБщИа ¿ШОДЫ И Р^КиЛЬВДАЦйИ

1. Учитывая особенность силовых характеристик виброзащитных устройств с перескоком, в работе обоснованы и реализованы математические модели взаимосвязей инерционных, дис-силативных и упругих сил, при этом кроме нелинейности упругого подвеса необходимо использовать нелинейность сил сопротивления.

2. получены математические модели АЧХ и ПЧХ на основе основных характеристик динамической ситемы при средней динамической жесткости упругого подвеса близкой к нулевому значению и учете различных видов возмущений, характерных для мобильных марин.

3. Методика проектирования виброзащитных подвесок для сидений операторов мобильных машин включает в себя необходимые расчетные формулы для линейного и нелинейного участков силовых характеристик.

4. На основании методики проектирования разработаны основные принципы конструирования сидений. Они использованы при расчетах и создании грех типов виброзащитных сидений, новизна конструкций которых подтверждена авторскими свидетельствами, а виброзащитная эффективность внедрением в серийное производство.

5. Проведенный цикл лабораторно-стендовых и натурных испытаний трех образцов сидений показал, что динамический уровень на них удовлетворяет санитарно-гигиеническим нормам на вибрацию как при гармоническом, так и при случайном возмущениях. По сравнению с отечественными и зарубежными образцами они имеют лучшие виброзащитные показатели.

6. Технико-экономическое обоснование эффективности внедрения виброзащитных сидений показало их значительную социальную и экономическую эффективность. Окупаемость дополнительных капиталовложений может составить 1-2 месяца.

Общий объем теоретических и экспериментальных исследований позволяет сделать ряд рекомендаций, которые следует использовать при расчетах, проектировании, конструировании и внедрении виброзащитных сидений для мобильных машин:

1. Подвеску с перескоком следует проектировать с нулевой динамической жесткостью в положении статического равновесия. При этом обязателен учет диссипации, так как она изменяет частоту собственных колебаний будучи по уровню сопоставимой с уровнем упругих сил. Для этого следует использовать полученные в работе математические выражения коэффициентов поглощения.

2. Ограничение максимального хода подвески надо производить нелинейностью упругой характеристики или специальным спроектированным фрикционным ограничителем хода, не допуская постановки гидравлических гасителей колебаний, ухудоающих виброзащитные качества. Для этого необходимо использовать представленные математические модели скелетных и прогибно-частотных характеристик.

3. При оценке реакции подвески сиденья на случайное возмущение следует его вводить в обычные дифференциальные уравнения вынужденных колебаний в виде стационарного случайного спектра и линеаризованных передаточных функций.

4. Необходимый уровень диссипации достигать за счет конструкционного и внутреннего трения.

Основное содержание диссертации изложено в следующих работах автора:

1. К вопросу регулирования силовых и жесткостных характеристик нелинейного рессорного подверивания с виброзащитным устройством //Взаимодействие подвижного состава и пути, динамика локомотивов.-Омск, 1973, т.153.- с.74-77.

2. Принципиальные особенности виброзащиты механических объектов посредством упругих систем с перескоком //Взаимодействие подвижного состава и пути, динамика локомотивов.-Омск, 1973, т.153.- с.67-74 (в соавторстве).

3. Вопросы демпфирования в нелинейных системах с виброзащитными устройствами //Взаимодействие подвижного состава

и пути, динамика локомотивов.- Омск, 1973, т.153.- с.109-114 (в соавторстве).

4. Конструкция, расчет и работа узла рессорного подвешивания с перескоком. -Омск, 1983.- 50 с. (в соавторстве).

5. Результаты стендовых испытаний кресел водителя тяжелых транспортных средств, /материалы 1У Всесоюзного симпозиума. - Ыосква, Наука, 1982.- с.81-82 (в соавторстве).

6. Новые методы виброзащиты от одномерных и двухмерных возмущений /Материалы л Всесоюзной акустической конференции. - Москва, Наука, 1983. - 6 с. (в соавторстве).

7. Материалы некоторых исследований в области виброзащиты системами с перескоком //Создание и техническое обслуживание локомотивов большой мощности. - Ворощиловград, 1985. - с.12. (в соавторстве).

8. The theory and mechanization of multidimensional protection of man applying buckling mechanism and pneumatic elements /In book: Man under vibration. - Uoscows Mechanical Engineering Research Institute, USSR Academy of Sciences,

1985, p.p.34-1-350.

9. Обоснование оптимальной формы траектории силовой характеристики систем с перескоком //Взаимодействие подвижного состава и пути и динамика локомотивов дорог Сибири, Дальнего Востока и Крайнего Севера. - Омск, 1981. - с.24-26

(в соавторстве).

10. Оценка виброзащитных качеств кресла с перескоком для транспортных машин //Взаимодействие подвижного состава

и пути и динамика локомотивов дорог Сибири, дальнего ъосто-ка и Крайнего Севера. -Омск, 1983.- с.37-42 (в соавторстве).

11. Экспериментальные (стендовые) исследования динамики кресла машиниста новой конструкции //Взаимодействие подвижного состава и пути, динамика локомотивов и вагонов. -Омск, 1979. - с.47-50 (в соавторстве).

12. Результаты стендовых и натурных испытаний виброзащитного сиденья машиниста многоковуового экскаватора // Комплексная оценка и направления интенсификации перевозок на дорогах Сибири. -Омск, 1986. - с.71-75 (в соавторстве).

13.Оценка опытной эксплуатации виброзащитного кресла машиниста на локомотивах промышленного транспорта //Комплексная оценка и направления интенсификации перевозок на дорогах Сибири. - Омск, 1986. - с.75-77 (в соавторстве).

14. Теоретические основы конструирования инвариантных

систем рессорного подвешивания //Взаимодействие подвижного состава и пути и динамика локомотивов дорог Сибири, Дальне-но Востока и Крайнего Севера. - Омск, 1983. - с.28-37 (в соавторстве).

15. Построение скелетных характеристик виброзащитных устройств с перескоком /РЖ ВИНИТИ "Железнодорожный транспорт", 1989, т, реф.б Б26.

16. формирование амллитудночастотных характеристик механических систем с переменной динамической жесткостью подвешивания /РЖ ВИНИТИ "Железнодорожный транспорт", 1989, №6, реф.6 Б16.

17. Устройство для уменьшения механических колебаний транспортного средства. Авт.свид. № '494299.-Б.И., 1975, №45 (в соавторстве).

18. Подвеска сиденья транспортного средства. Авт.свид. № I0I62I7.- Б.И., 1983, »17 (в соавторстве).

19. Подвеска сиденья транспортного средства. Авт.свид. » 1043048.- Б.И., 1983, »35 (в соавторстве).

20. Подвеска сиденья транспортного средства. Авт.свид. » I2044I9.- Б.И., 1986, »2. (в соавторстве).

21. Разработка виброзащитного кресла машиниста новой конструкции. Научно-техн. отчет № 954.' - Омск, 1980, т.1,2.-131 с. (в соавторстве).

22. Создание вибробезопасных условий труда на промышленных тракторах. Научно-техн. отчет № 193. - Омск, 1983, т.1,2- - 155 с. (в соавторстве).

23. Разработка кресла машиниста многоковшового экскаватора типа "БУКАУ". Научно-техн. отчет Ji 240. - Омск,19Ь4.-44 с. (в соавторстве).

24. Исследование возможности применения механических систем с перескоком в подвеске сидений водителей грузовых автомобилей. Научно-техн. отчет F 276. - Омск, 1985. -49 с. (в соавторстве).

25. Сравнение виброзащитной эффективности кресла машиниста при случайном и детерминированном возмущениях /Депонированные научные работы ВИНИТИ, № I.- U., 1986. - с.119 (в соавторстве).

2о. К вопросу проектирования защитных систе:« ния железнодорожных экипажей /депонированные научные работы БШИТй, № 7. - 14., 1963.- с.Ь7 (в соавторстве).

27. Оценка виброзащитных качеств опытного кресла оператора транспортно-технологических средств в лабораторных условиях /депонированные научные работы ВуШТй, $ 7.- ш.', IS63.- с.87 (в соавторстве).

Подписано к печати; 16.10. 92г.

Формат 60 х 90 9л. л. Тира* ICC экз.

Заказ 1197 Бесплатно

Ротапринт Брянского ЦНТИ_

241000, г. Брянск, ул. Горького, 30