CC BY
2
УДК (UDC) 621.877.3
ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРОЗАЩИТНОЙ СИСТЕМЫ СИДЕНЬЯ ОПЕРАТОРА ПРИ ПОЛИГАРМОНИЧЕСКИХ ВНЕШНИХ ВОЗДЕЙСТВИЯХ
STUDY OF VIBRATION PROTECTION SYSTEM OF THE OPERATOR'S SEAT UNDER POLYHARMONIC EXTERNAL INFLUENCES
Корытов М.С., Щербаков В.С., Кашапова И.Е. Korytov M.S., Sherbakov V.S., Kashapova I.E.
Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет (Омск, Россия) Siberian State Automobile and Highway University (Omsk, Russia)
Аннотация. Задача защиты операторов наземных {
транспортно-технологических машин от вибраций {
актуальна. Для системы виброзащиты сиденья опе- {
ратора использована математическая модель с {
одной поступательной степенью свободы. Средне- {
квадратичные значения вертикального ускорения {
виброзащищаемой массы, то есть сиденья с опера- {
тором, не должны превышать предельные значе- {
ния, установленные санитарными нормами. Вибра- {
ции в диапазоне частот до 40 Гц представляют {
наибольшую опасность. Установлены значения па- {
раметров внешних воздействий в виде гармониче- {
ских колебаний пола кабины оператора, при кото- {
рых соблюдаются установленные предельные зна- {
чения среднеквадратичного ускорения сиденья с {
оператором. Для этого разработана расчётная {
схема и выделены параметры гармонического воз- {
действия на основание виброзащитной системы. {
Получены аналитические выражения, связывающие {
ускорение и амплитуду абсолютных перемещений {
виброзащищаемой массы с ускорением и амплиту- {
дой гармонических вынуждающих колебаний осно- {
вания, а также амплитудой хода подвески. Числен- {
ное суммирование гармонических колебаний основа- {
ния сиденья, вызывающих предельные среднеквад- {
ратичные ускорения на различных частотах до 40 {
Гц, заданных санитарными нормами, позволило рас- {
смотреть комплексные колебания сиденья при поли- {
гармонических колебаниях основания. При полигар- {
монических воздействиях с использованием выве- {
денных аналитических выражений, для массы сиде- {
нья с оператором сто килограмм, получены зависи- {
мости ускорений виброзащищаемой массы и осно- {
вания сиденья от конструктивных параметров {
системы, таких как коэффициент жесткости и {
коэффициент вязкого трения виброзащитного ме- {
ханизма. Установлено, что среднеквадратичное {
значение абсолютных ускорений виброзащищаемой {
массы при комплексных перемещениях основания {
остается приблизительно постоянным при различ- {
ных значениях коэффициента жесткости и коэф- {
фициента сопротивления системы. В то же время, {
полигармонические колебания основания сиденья, {
характеризуются большим разбросом значения {
среднеквадратичного ускорения. Наибольшее значе- {
ние среднеквадратичного ускорения основания си- {
Abstract. The problem of protection of operators of ground transportation and technological machines from vibrations is actual. A mathematical model with one translational degree offreedom is used for the vibration protection system of the operator's seat. RMS values of vertical acceleration of the vibration-protected mass, i.e. the seat with the operator, should not exceed the limit values established by sanitary norms. Vibrations in the frequency range up to 40 Hz are the most dangerous. The values of parameters of external influences in the form of harmonic vibrations of the floor of the operator's cabin are established, at which the established limit values of RMS acceleration of the seat with the operator are observed. For this purpose the calculation scheme is developed and the parameters of harmonic influence on the base of the vibration protection system are allocated. Analytical expressions linking the acceleration and amplitude of absolute displacements of the vibration-protected mass with the acceleration and amplitude of harmonic forcing vibrations of the base, as well as the amplitude of the suspension stroke are obtained. Numerical summation of harmonic vibrations of the seat base causing limiting RMS accelerations at various frequencies up to 40 Hz, specified by sanitary norms, allowed to consider complex vibrations of the seat at polyharmonic vibrations of the base. At polyharmonic influences with the use of deduced analytical expressions, for the mass of the seat with the operator one hundred kilograms, the dependences of accelerations of the vibration-protected mass and the seat base on the structural parameters of the system, such as the stiffness coefficient and the viscous friction coefficient of the vibration-protecting mechanism were obtained. It was found that the rms value of absolute accelerations of the vibration-protected mass at complex displacements of the base remains approximately constant at different values of the stiffness coefficient and resistance coefficient of the system. At the same time, polyharmonic vibrations of the seat base, are characterized by a large scatter of the value of the RMS acceleration. The highest value of the RMS acceleration of the seat base is achieved at values of the stiffness coefficient and resistance coefficient of the system close to zero.
денья достигается при значениях коэффициента X
жесткости и коэффициента сопротивления сис- X
темы, близких к нулевым. X
Ключевые слова: вибрации, виброзащита, нормы X
санитарные, операторы, сиденье. X
X
Дата получения статьи: 03.04.2024 X
Дата принятия к публикации: 17.05.2024 X
Дата публикации: 25.09.2024 X
X
Сведения об авторах: X
Корытов Михаил Сергеевич - доктор X
технический наук, доцент, профессор кафедры «Ав- X
томобильный транспорт», ФГБОУ ВО «Сибирский X
государственный автомобильно-дорожный универ- X
ситет (СибАДИ)», e-mail: [email protected]. X
ORCID: https://orcid.org/0000-0002-5104-7568 X
Щербаков Виталий Сергеевич - доктор X
технический наук, профессор, профессор кафе^ X
«Автоматизация и энергетическое машинострое- X
ние», ФГБОУ ВО «Сибирский государственный ав- X
томобильно-дорожный университет (СибАДИ)», X
e-mail: [email protected]. X
ORCID: https://orcid.org/0000-0002-3084-2271 X
Кашапова Ирина Евгеньевна - преподаватель X кафедрs «Автоматизация и энергетическое машино- X строение», ФГБОУ ВО «Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет (СибА-ДИ)», e-mail: [email protected].
ORCID: https://orcid.org/0000-0002-0631-564X
1. Введение
Для современных наземных транспортно-технологических машин, таких как автогрейдеры, бульдозеры, погрузчики и экскаваторы, актуальной остается задача защиты операторов от производственных вибраций [1-4]. Вибрации вызывают появление профессиональных заболеваний у операторов [5, 6], снижают внимание и работоспособность [7], что, в конечном итоге, снижает производительность и качество выполняемых работ [8, 9].
При разработке виброзащитных систем базовым методом их исследования выступает математическое моделирование [10]. Для виброзащитной системы сиденья оператора, которая описывается математической моделью одной вертикальной поступательной степенью свободы [11], среднеквадратичные значения вертикального ускорения виброза-щищаемой массы, т.е. сиденья с оператором, не должны превышать установленные санитарными нормами предельные значения [12]. Указанные предельные значения среднеквадратичных ускорений на рабочем месте чело-
Keywords: vibrations, vibration protection, sanitary norms, operators, seat.
Date of manuscript reception: 03.04.2024
Date of acceptance for publication: 17.05.2024
Date of publication: 25.09.2024
Authors' information:
Mikhail S. Korytov - Doctor of Technical Sciences, Associate Professor, Professor, Department of Automobile transport at Siberian State-Impact Automobile and Road University (SibADI), e-mail: [email protected].
ORCID: https://orcid.org/0000-0002-5104-7568
Vitaliy S. Sherbakov - Doctor of Technical Sciences, Professor, Professor of Department of Automation and power engineering at Siberian State-Impact Automobile and Road University (SibADI), e-mail: [email protected].
ORCID: https://orcid.org/0000-0002-3084-2271
Irina E. Kashapova - educator, Department of Automation and power engineering, Siberian State-Impact Automobile and Road University (SibADI), e-mail: [email protected].
ORCID: https://orcid.org/0000-0002-0631-564X
века-оператора транспортно-технологических машин приводятся в [12] в виде октавных и третьоктавных полос со среднегеометрическими частотами. Ускорения виброзащищае-мой массы могут быть представлены как сумма гармонических колебаний с различными частотами. Поскольку возможен полигармонический характер внешних воздействий, т.е. колебаний основания виброзащитной системы сиденья.
Наибольший вред для операторов представляют вибрации из диапазона частот от 1 до 40 Гц [12]. В диапазоне до 40 Гц частоты третьоктавных полос в [12] имеют следующие значения: 0,8; 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40 Гц.
Представляет интерес установление значений параметров внешних воздействий, т.е. вибраций в виде гармонических колебаний пола кабины оператора, при которых достигаются установленные санитарными нормами предельные среднеквадратичные значения вертикального ускорения сиденья с оператором.
2. Постановка задачи
Для пассивной виброзащитной системы сиденья оператора наземной транспортно-технологической машины необходимо разработать расчетную схему, и выделить параметры, которые характеризуют внешнее гармоническое воздействие на основание виброзащитного сиденья, т.е. на пол кабины.
Выделить также параметры самой виброзащитной системы, и провести исследование влияния этих параметров на показатели виброзащиты. В частности, получить аналитические и графические зависимости амплитуды
абсолютных координат виброзащищаемой массы, амплитуды перемещений основания, амплитуды хода подвески от частоты, при которых достигаются установленные санитарными нормами предельные значения среднеквадратичных ускорений виброзащи-щаемой массы.
Получить функциональные зависимости среднеквадратичных значений абсолютных ускорений виброзащищаемой массы и абсолютных ускорений основания от параметров виброзащитной системы: коэффициентов жесткости и вязкого трения амортизатора.
Рис. 1. Расчетная схема исследуемой одномассовой динамической системы сиденья на подвижном основании (а) и примеры ее статических силовых характеристик (б)
3. Математическая модель
Расчетная схема модели виброзащитной системы сиденья с одной подрессоренной массой, соединенной упруго-вязкой связью с подвижным основанием, приведена на рис. 1, а, примеры ее статической силовой характеристики - на рис. 1, б. Динамику данной системы описывает известное дифференциальное уравнение [11, 13]:
т-г + Ь-г1+с-г1 = 0, (1)
где 2 - абсолютная координата сиденья с оператором; г1 - локальная координата сиденья с оператором (перемещение сиденья относительно основания); т - масса сиденья с
оператором; Ь - коэффициент сопротивления перемещению виброзащитной системы (коэффициент вязкого трения); с - коэффициент пропорциональности (жесткости) линейной статической силовой характеристики виброзащитной системы.
Временная зависимость координаты подвижного основания (для сиденья - это координата пола кабины) задавалась гармонической функцией
^ = ■ ЯП {г ■ М + ф) , (2)
где м = 2 ■ ж ■ / - угловая частота колебаний основания; / - линейная частота колебаний основания; Лр - амплитуда колебаний основания; ф - фаза (в качестве допущения
принята равной нулю для всех частот колебаний).
Учитывая, что локальная координата сиденья виброзащитной системы 2\ связана с абсолютной координатой г соотношением где 2ор - координата основания
zi = z " ^
сиденья, в работе [11] было получено аналитическое решение колебаний системы (1) при кинематическом возбуждении (2), в виде выражения абсолютных значений ускорения сиденья в установившемся режиме вынужденных колебаний:
А
а = z = —
opg
w 1 c2 w- sin (tw) + b2w3 -sin
(tw) - bmwA - cos (tw) - cmw3 - sin
(tw))
b2 w2 + c1 - 2cmw2 + m2w
2 4
(3)
В работе [13] для системы (1) было также получено аналитическое выражение, связывающее амплитуду абсолютных перемещений виброзащищаемой массы А2ё с амплитудой гармонических вынуждающих колебаний основания Аорё:
A,
oPg
^ w2 + c2
2 2 , 2 о 2 , 2 4
w + c -2cmw + m w
as =
A - w
zg
42
А21 =
A mw
zg
неквадратичному значению ускорений виб-розащищаемой массы аВё, будет определяться выражением:
a
A = —g
opg w2
1
2 ( b
2 2 w
-c2 -2cmw2
2 4 1
m w ,
b2 w2 + c2
(6)
(4)
Из (4), а также учитывая, что среднеквадратичное значение ая второй производной по времени (т.е. ускорения) любой величины, изменяющейся по гармоническому закону, связано с амплитудой колебаний этой величины (на примере А2ё) зависимостью
Непосредственно из (5) следует, что для заданного стандартом среднеквадратичного значения ускорения виброзащищаемой массы а^, амплитуда перемещений виброзащищаемой массы А2ё будет равна
a
A =aSg-
zg
V2
w
(7)
(5)
амплитуда перемещений основания Аорё, соответствующая заданному стандартом сред-
Использовалось также приведенное в работах [11, 13] аналитическое выражение амплитуды Аг1 колебаний локальной координаты виброзащитного механизма 21, соответствующее заданным колебаниям основания:
2
■sjb2 w2 + c2 - 2cmw2 + m w
~ a'gm4b2 w2 + c2
(8)
4. Результаты вычислительного эксперимента
Заданные в санитарных нормах [12] предельные среднеквадратичные значения а8ё вертикальных ускорений на рабочем месте человека-оператора, т.е. в данном случае на сиденье, приведены на рис. 2, а в виде зависимости от частоты вынужденных колебаний /. Соответствующая им, согласно (7), зависимость предельных значений амплитуды перемещений виброзащищаемой массы А2ё от частоты приведена на рис. 2, б. Данная зависимость получена при допущении, что виброзащищаемая масса, как и основание, совершает гармонические колебания. Зависимость предельной амплитуды вынужден-
ных колебаний А2ё(/) справедлива для любых значений виброзащищаемой массы т, коэффициента жесткости с и коэффициента сопротивления Ь системы.
Остальные зависимости на рис. 2 в-з приведены в качестве примеров, для значения виброзащищаемой массы т=100 кг и двух сочетаний значений коэффициентов с и Ь системы: [с=1 Н/м; Ь=1020 Н/(м/с)] и [с=481 Н/м; Ь=20 Н/(м/с)].
На рис. 2, в приведены зависимости определенных по (6) амплитуд гармонических колебаний (перемещений) основания сиденья Аорё, вызывающих предельные среднеквадратичные значения а^ вертикальных ускорений сиденья, от их собственной частоты /
Рис. 2. Функциональные и временные зависимости: а) среднеквадратичных предельно допустимых стандартом значений ускорения виброзащищаемой массы от частоты; б) амплитуды абсолютных координат виброзащищаемой массы от частоты; в) амплитуды перемещений основания от частоты (примеры); г) перемещения основания от времени (примеры); д) ускорения основания от времени (пример); е) ускорения виброзащищаемой массы от времени (пример); ж) перемещения виброзащищаемой массы от времени (пример); з) амплитуды хода подвески от частоты (примеры)
На рис. 2, г приведены временные зависимости сложного комплексного перемещения основания гор(7), полученного сложением 18 гармоник в рассматриваемом частотном диапазоне от 0,8 до 40 Гц. Каждая из 18 гармоник-слагаемых имеет свою амплитуду (см. рис. 2,
в), и в случае моногармонических колебаний основания, вызывает предельное среднеквадратичное вертикальное ускорения сиденья, соответствующее ее частоте (рис. 2, а).
Пример временной зависимости ускорений основания аор(р) при сложном, описан-
ном выше комплексном перемещении основания, приведен на рис. 2, д. Он получен для одного сочетания значений коэффициентов с и Ь системы: [с=1 Н/м; Ь=1020 Н/(м/с)].
На рис. 2, е приведена временная зависимость ускорения виброзащищаемой массы, а на рис. 2, ж - временная зависимость координаты виброзащищаемой массы при описанном выше комплексном перемещении основания и сочетании значений коэффициентов с и Ь.
На рис. 2, з приведены примеры функциональных зависимостей амплитуды хода подвески (максимальной деформации или смещения виброзащитного механизма сиденья относительно собственного равновесного положения) от частоты.
На рис. 3 приведены двумерные графики в виде поверхностей среднеквадратичных зна-
чений абсолютных ускорений виброзащи-щаемой массы и абсолютных ускорений основания, полученных при комплексных перемещениях основания сиденья. Значение виброзащищаемой массы было фиксировано: т=100 кг. В качестве аргументов данных функциональных зависимостей выступают коэффициент жесткости с и коэффициент сопротивления Ь системы. Диапазоны варьирования их значений составляли: с=1.. .20001 Н/м; Ь=20...800 Н/(м/с). Комплексное перемещение основания сиденья при каждом сочетании конкретных значений коэффициентов с и Ь обладало уникальностью, поскольку определялось как сумма 18 гармоник с амплитудами (6). Амплитуда Лор§ каждой из 18 гармоник колебаний основания, согласно (6), зависит не только от частоты, но и от значений коэффициентов с и Ь.
Рис. 3. Функциональные зависимости среднеквадратичных значений: абсолютных ускорений виброзащищаемой массы (а) и абсолютных ускорений основания (б) от Ь=20.. .800; и с=1.. .20000 при полигармонических перемещениях основания
Рис. 4. Имитационная математическая модель вынужденных колебаний виброзащитной системы на подвижном основании в обозначениях Simulink
Значение в каждой точке на поверхностях а5 и аоря (см. рис. 3, а-б) определялось численным методом как среднеквадратичное значение дискретной последовательности а(^) либо аор(7) соответственно (см. рис. 2 е, д). Продолжительность каждого процесса колебаний составляла 100 с, шаг времени 0.005 с.
5. Обсуждение результатов
Аналитические выражения (3) - (8), которые использовались для построения графиков, представленных на рис. 2 и 3, были верифицированы при помощи имитационной математической модели (рис. 4), при запуске которой выполняется численное решение дифференциального уравнения (1). Установлено полное совпадение результатов численного интегрирования и результатов, полученных по выведенным аналитическим выражениям, что подтверждает адекватность последних.
Анализ приведенных на рис. 3 графиков показывает, что среднеквадратичное значение абсолютных ускорений виброзащищае-мой массы при комплексных перемещениях остается приблизительно постоянным при различных значениях коэффициента жесткости с и коэффициента сопротивления Ь системы. Причем с и Ь варьировались в широких пределах, начиная от значений, близких к нулевым. Погрешность при расхождении значений ав, представленных на рис. 3, а, относительно среднего значения массива, не превышала 0.05 %.
При этом среднеквадратичное значение абсолютных ускорений основания, вызывающее это примерно одно и то же среднеквадратичное значение абсолютных ускорений виброзащищаемой массы, имеет разброс более чем в 40 раз (меняется от значения 30,9 м/с2 при сочетании с=20001 Н/м; Ь=800 Н/(м/с) до значения 1259 м/с при сочетании с=1 Н/м; Ь=20 Н/(м/с)). То есть, при квазинулевой жесткости виброзащитной системы сиденья и близкой к нулевой вязкости, требуется перемещение основания сиденья с очень большими среднеквадратичными ускорениями (1259 м/с2).
6. Заключение
Для сиденья с оператором, которое описывается одной поступательной степенью свободы относительно собственного подвижного основания, получены аналитические выражения, описывающие гармонические колебания виброзащищаемой массы при гармонических колебаниях основания. Основание сиденья в данном случае - пол кабины оператора. Перемещения основания, согласно принятым допущениям, не зависят от перемещений сиденья. Регламентированные санитарными нормами предельные среднеквадратичные значения вертикальных ускорений позволили с использованием аналитических зависимостей получить зависимости амплитуды абсолютных координат виброзащищаемой массы, основания сиденья, деформации подвески сиденья от частоты, временные зависимости указанных параметров. Причем, для различных значений коэффициента жесткости и коэффициента сопротивления системы.
Сложение 18 гармоник предельных колебаний основания, т.е. колебаний, вызывающих, согласно выведенным аналитическим зависимостям, предельные ускорения массы, для наиболее неблагоприятных низких частот до 40 Гц, приведенных в санитарных нормах, позволило получить полигармонические колебания виброзащищаемой массы сиденья с оператором. Установлено, что полигармонические колебания виброзащищае-мой массы при различных значениях коэффициента жесткости и коэффициента сопротивления системы, характеризуются практически одинаковыми значениями среднеквадратичного ускорения виброзащищаемой массы сиденья с оператором. В то же время, вызывающие их полигармонические колебания основания сиденья характеризуются большим разбросом значения среднеквадратичного ускорения, более чем в 40 раз. Наибольшее значение среднеквадратичного ускорения основания сиденья достигается при значениях коэффициента жесткости и коэффициента сопротивления системы, близких к нулевым. Среднеквадратичное ускорение полигармонических колебаний основания
сиденья, где каждая из 18 гармоник вызывает предельные по санитарным нормам колебания виброзащищаемой массы сиденья с оператором, может быть использовано в качестве критерия оценки эффективности виброзащитной системы сиденья с постоянными
значениями коэффициента жесткости и коэффициента сопротивления. Значения указанного критерия необходимо максимизировать. Максимуму отвечают близкие к нулю значения параметров коэффициента жесткости и коэффициента сопротивления системы.
Список литературы
1. Erdem B., Dogan T., Duran Z. Evaluation of Whole-Body Vibration Exposure of Dozer Operators, a Task-Based Approach // Mining, Metallurgy & Exploration. 2022. Vol. 39. P. 1501-1520. DOI: 10.1007/s42461-022-00636-7
2. Robinah N., Safiki A., Thomas O., Annette B. Impact of road infrastructure equipment on the environment and surroundings // Global journal of environmental science and management-GJESM. 2022. Vol. 8. No. 2. P. 251-264. DOI: 10.22034/gjesm.2022.02.08
3. Korchagin P., Teterina I., Korchagina E. Road roller operator's vibroprotection system improvement // Journal of Physics: Conference Series. 2021. Vol. 1791. P. 012012. DOI: 10.1088/1742-6596/1791/1/012012
4. Galdin N.S., Semenova I.A., Galdin V.N. Analysis of the striker stroke impact on the hydropneumatic impact devices energy performance // Journal of Physics: Conference Series. 2019. Vol. 1260. No. 11. P. 112010. DOI: 10.1088/1742-6596/1260/11/112010
5. Xin Y., Dong R. Comfort analysis of crane hoistman based on nonlinear biodynamics coupled with crane-rail system model // J. Mech. Sci. Technol. 2022. Vol. 36. P. 55-75. DOI: 10.1007/s12206-021-1205-9
6. Adam, S., Jalil, N., Rezali, K., Ng, Y. The effect of posture and vibration magnitude on the vertical vibration transmissibility of tractor suspension system // International journal of industrial ergonomics. 2020. Vol. 80. P. 103014. DOI: 10.1016/j.ergon.2020.103014
7. Loprencipe G., Zoccali P. Ride quality due to road surface irregularities: comparison of different methods applied on a set of real road profiles // Coatings. 2017. Vol. 7. No. 5. P. 59. DOI: 10.3390/coatings7050059
8. Baranovskiy A.M., Vikulov S.V. Vibration protection system for high-speed vessel
References
1. Erdem B., Dogan T., Duran Z. Evaluation of Whole-Body Vibration Exposure of Dozer Operators, a Task-Based Approach. Mining, Metallurgy & Exploration. 2022. Vol. 39. pp. 1501-1520. doi: 10.1007/s42461-022-00636-7
2. Robinah N., Safiki A., Thomas O., Annette B. Impact of road infrastructure equipment on the environment and surroundings. Global journal of environmental science and management-GJESM. 2022. Vol. 8. No. 2. pp. 251-264. doi: 10.22034/gjesm.2022.02.08
3. Korchagin P., Teterina I., Korchagina E. Road roller operator's vibroprotection system improvement. Journal of Physics: Conference Series. 2021. Vol. 1791. pp. 012012. doi: 10.1088/1742-6596/1791/1/012012
4. Galdin N.S., Semenova I.A., Galdin V.N. Analysis of the striker stroke impact on the hydropneumatic impact devices energy performance. Journal of Physics: Conference Series. 2019. Vol. 1260. No. 11. pp. 112010. doi: 10.1088/1742-6596/1260/11/112010
5. Xin Y., Dong R. Comfort analysis of crane hoistman based on nonlinear biodynamics coupled with crane-rail system model // J. Mech. Sci. Technol. 2022. Vol. 36. pp. 55-75. doi: 10.1007/s12206-021-1205-9
6. Adam, S., Jalil, N., Rezali, K., Ng, Y. The effect of posture and vibration magnitude on the vertical vibration transmissibility of tractor suspension system. International journal of industrial ergonomics. 2020. Vol. 80. pp. 103014. doi: 10.1016/j.ergon.2020.103014
7. Loprencipe G., Zoccali P. Ride quality due to road surface irregularities: comparison of different methods applied on a set of real road profiles. Coatings. 2017. Vol. 7. No. 5. pp. 59. doi: 10.3390/coatings7050059
8. Baranovskiy A.M., Vikulov S.V. Vibration protection system for high-speed vessel
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
crews // Marine intellectual technologies. 2019. Vol. 3. No. 1. P. 35-38.
9. Bosnjak S.M., Arsic M.A., Gnjatovic N.B. et al. Failure of the bucket wheel excavator buckets // Engineering failure analysis. 2018. Vol. 84. P. 247-261. DOI: 10.1016/j.engfailanal.2017.11.017
10. Химич А.В., Лагерев И.А. Исследование динамической нагруженности мобильной канатной транспортно-технологической машины, размещенной на склоне // Научно-технический вестник Брянского государственного университета. 2022. № 2. С. 159-164. DOI: 10.22281/24139920-2022-08-02-159-164
11. Korytov M.S., Shcherbakov V.S., Kashapova I.E. Investigation of dynamic characteristics of the vibration isolation system for operators' seats // International Journal of Mechanics and Control. 2023. Vol. 24. No. 02. P. 19-26.
12. СанПиН 1.2.3685-21. Гигиенические нормативы и требования к обеспечению безопасности и (или) безвредности для человека факторов среды обитания (с изменениями и дополнениями): издание официальное: утвержден Главным государственным санитарным врачом Российской Федерации 28.01.2021: введен 01.03.2021. Минюст России, 2021. 1029 с.
13. Корытов М.С., Щербаков В.С., Ка-шапова И.Е. Аналитический анализ виброзащитной системы человека-оператора // Научно-технический вестник Брянского государственного университета. 2023. № 2. С. 145-158. DOI: 10.22281/2413-9920-202309-02-145-158
crews. Marine intellectual technologies. 2019. Vol. 3. No. 1. pp. 35-38.
9. Bosnjak S.M., Arsic M.A., Gnjatovic N.B. et al. Failure of the bucket wheel excavator buckets. Engineering failure analysis. 2018. Vol. 84. pp. 247-261. doi: 10.1016/j.engfailanal.2017.11.017
10. Khimich A.V., Lagerev I.A. Study of the dynamic loading of a mobile rope transport and technological machine located on a slope. Nauchno-tekhnicheskiyj vestnik Bryanskogo gosudarstvennogo universiteta. 2022. No. 2. pp. 159-164. doi: 10.22281/2413-9920-202208-02-159-164 (In Russian)
11. Korytov M.S., Shcherbakov V.S., Kashapova I.E. Investigation of dynamic characteristics of the vibration isolation system for operators' seats. International Journal of Mechanics and Control. 2023. Vol. 24. No. 02. pp. 19-26.
12. SanPiN 1.2.3685-21. Gigienicheskie normativih i trebovaniya k obespecheniyu bez-opasnosti i (ili) bezvrednosti dlya chelo-veka faktorov sredih obitaniya (s izmene-niyami i dopolneniyami) [Hygienic norms and requirements to ensure safety and (or) harmlessness for humans of habitat factors (as amended and supplemented)]: izdanie ofitsi-alnoe: utverzhden Glavnym gosudarstvennym sanitarnym vrachom Rossiyskoy Federatsii 28.01.2021: vveden 01.03.2021. Minyust Rossii, 2021. 1029 p. (In Russian)
13. Korytov M.S., Shcherbakov V.S., Kashapova I.E. Analytical analysis of vibration protection system of human operator. Nauchno-tekhnicheskiyj vestnik Bryanskogo gosudarstvennogo universiteta. 2023. № 2. C. 145-158. DOI: 10.22281/2413-9920-2023-0902-145-158 (In Russian)
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
t
