Источники шума и вибраций самоходных сельскохозяйственных машин (ССХМ) Текст научной статьи по специальности «Электротехника, электронная техника, информационные технологии»

УДК 621

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ ВИБРОЗАЩИТНЫХ СИДЕНИЙ САМОХОДНЫХ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ МАШИН (ССХМ)

A.С. ШАГИНЯН

Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого, Республика Беларусь

B.А. ШУРИНОВ, В.А. ЖМАЙЛИК

Производственное объединение «Гомсельмаш»,

Республика Беларусь

В число важнейших агрегатов самоходных сельскохозяйственных машин и тракторов входит кабина, в которой размещены устройства управления, контроля за параметрами и которая является рабочим местом водителя.

Защита водителя от вибраций и шума является наиболее актуальной проблемой. Как показывают исследования [1,2,3], вибрации и шум оказывают весьма сложное биологическое воздействие на водителя и могут вызвать в организме функциональные расстройства, снизить работоспособность и ухудшить состояние его здоровья. Вибрационные воздействия в диапазоне частот 2-27 Гц могут вызвать резонанс

отдельных частей и в целом тела человека. Резонансы отдельных частей тела человека представляются следующими диапазонами частот [2]: глаза - 12-27 Гц; горло - 6-27 Гц; грудная клетка - 2-12 Гц; ноги, руки - 2-8 Гц; голова - 8-27 Гц; лицо и челюсти -

4-27 Гц; поясничная часть позвоночника - 4-27 Гц; живот - 12 Гц.

Приведенные сведения свидетельствуют о том, что при проектировании ССХМ разработчик должен решить задачи виброзащиты водителя путем снижения виброактивности источника повышенной вибрации и применением виброзащитных устройств.

Технология полевых работ с применением ССХМ связана с движением транспортного средства по дорогам различного типа и полю. Движение транспортных средств ССХМ по полю и дорогам, как ранее указывалось, является источником вибраций от воздействия профиля дороги (поля) на ходовую часть ССХМ и в целом на машину и водителя. В зависимости от типа дороги и движения ССХМ вдоль или поперек пахоты воздействие профиля дороги может быть рассмотрено как гармоническое,

б)

Рис.1. Схемы вибращитных сидений УЭС (а) и трактора АМЖК-8 (б)

полигармоническое и случайное возбуждение.

Виброзащита водителей ССХМ, в данном случае универсальных энергетических средств типа УЭС-250, УЭС-30, минитрактора АМЖК-8, выполнена на основе двух схем развязки сиденья от рамы транспортных средств: на УЭС принята схема типа «ножницы», а на тракторе АМЖК-8 принята развязка маятникового типа без демпфирования.

На рис.1 (а,б) приведены схемы виброзащитных сидений УЭС и трактора АМЖК-8.

Путем соответствующего пересчета схемы виброзащитных сидений, изображенных на рис.1, можно представить их в виде динамических моделей (рис.2 а, б).

угтор

I

т=^ пп+Щ;

У ГС

Шь

!_

С

, ■_>

т=ут,+тс

упор

у №

I

а)

б)

Рис.2. Динамические модели виброзащитных сидений УЭС (а) и трактора АМЖК-8 (б)

В отличие от систем виброизоляции технических объектов, устройства виброзащиты человека имеют ряд особенностей:

• к устройствам виброзащиты человека предъявляются более жесткие требования по коэффициенту виброизоляции;

• для оценки эффективности виброзащиты человека критерием может быть избрано не только среднеквадратическое значение виброускорения, определяющее уровень возбуждаемых вибраций, но и ряд оценок по физиологическому и функциональному состоянию человека;

• расчет систем виброизоляции должен быть выполнен с учетом динамических свойств тела человека (особенно в области частот, в которых проявляются их резонансы).

Результаты проведенных исследований показывают, что виброизоляция водителя УЭС и трактора АМЖК-8 должна быть осуществлена для диапазона частот 2-27 Гц. При этом нижнюю границу частоты возбуждения в расчетах системы виброизоляции желательно принимать с двукратным запасом, т.е. приведенная масса водителя и сиденья и приведенная жесткость виброизоляции должны быть так подобраны, чтобы частота свободных колебаний массы «человек + сиденье» не превышала ~ 6,28 рад/с.

Используя технические рекомендации ряда стандартов по безопасности труда водителей самоходных машин (ГОСТ 12.4.025-90; ГОСТ 12.4.016-90; ГОСТ 12.1.01290; ГОСТ 12.2.019-90), в качестве исходных данных для исследования систем виброизоляции примем следующие условия и параметры:

• характер колебаний основания сиденья гармонический;

• т'ч - масса водителя, приходящаяся на сиденье, равная 5/7 всей его массы тч; масса подрессоренной части сиденья;

т„

5

т = — тч + т„ -

7 ч с

с - приведенная водителем;

масса подрессоренной части сиденья с водителем;

жесткость пружины, на которую опирается сиденье с

• в - коэффициент вязкого сопротивления демпфера;

• 2d - свободный ход сиденья (перемещение до упоров ± d);

• о - частота колебаний сиденья с водителем;

• t - время;

• y(t), y(t), y(t) - соответственно, абсолютные виброперемещение, виброскорость и виброускорение основания;

• Sy (о), Sy (о), Sy (о) - спектральные плотности соответствующих функций,

аппроксимируемые с помощью трех коэффициентов а, /3,с0;

• x(t)- перемещение сиденья относительно основания;

• Sx (о) - спектральная плотность x(t);

• z(t), z(t), z(t) - соответственно, абсолютные виброперемещение, виброскорость и виброускорение сиденья;

• Sz (о),Sz(o) - спектральные плотности соответствующих функций;

• cv, сa - среднеквадратические значения Z(t), z(t), соответственно;

• о0 - собственная угловая частота колебаний системы виброизоляции;

• D - относительный коэффициент демпфирования;

• x0,y0,z0 - амплитуды величин x, y, z;

x

• Tx(о) - относительный коэффициент передачи при виброизоляции Тх (о) = —;

У0

z

• Tz(о) - абсолютный коэффициент передачи при виброизоляции Tz (о) = —.

У 0

При гармоническом возбуждении колебаний через основание движение последнего описывается выражением: y(t) = У0 • sin cot.

Уравнение свободных колебаний сиденья с сидящим на нем водителем имеет вид: m • X + в • X + с • х = 0. (1)

Из уравнения (1) можно вычислить частоту свободных колебаний сиденья с водителем:

= [с Í в \2

°0 =л----(~) •

V m 2m

При слабом демпфировании частота свободных колебаний определяется из выражения:

о0 =/^

V m

лсн • с2 t 5 • тч Н • с2 5 я • с2

для УЭС m„ = 15-; тч =-------- = 55-; m = — тч + m„ = 70------.

с ч ^ 7 ^ ч с

м 7 м 7 м

Если следует изолировать сиденье с водителем от частот 2-27 Гц, то, как указывалось ранее, Ю 0 должно быть принято с двукратным запасом, равным

о0 = 6,28^^. Отсюда можно определить приведенную жесткость пружин, на которые

с

опирается сиденье с водителем:

2

с=m•о0 .

Подставив известные параметры m и о0, получим:

Н

c = 2761— .

м

Для задания апериодического характера движению массы m относительный коэффициент демпфирования D должен быть выбран D = 0,5 + 0,8.

Пусть D=0,5, тогда коэффициент вязких сопротивлений в определится: в = 2D •^с-т .

После подстановки известных параметров D, с и т получим:

в = 440.

м

Определим относительный (Тх) и абсолютный (Т2) коэффициенты передачи при вибрации:

2

Тх ^, (2)

7(1 - V2)2 + (2Dv)2

1+(т02 (3)

(1 - V2) + (2 Dv)2

К эф = — . (4)

со

где V = —.

00

Абсолютный коэффициент передачи при виброизоляции Т позволяет оценить эффективность виброизоляции, которая определяется коэффициентом:

1 Т>)

Подставляя в (4) значения для различных частот возбуждения и оценивая V, можно определить коэффициенты эффективности для устанавливаемых частот в диапазоне 1-30 Гц.

При частоте со = 25,12,у = 4 и D=0,5 по формулам (3) и (4) получим:

с

Т = 0,272, а Кэф = у - 3,68.

Итак, при собственной частоте 1 Гц и текущей частоте 4 Гц вибрация при выбранных параметрах системы виброзащиты может быть снижена в 3,68 раза.

Определение амплитуды колебаний сиденья входит в состав нормативных требований. При этом должны быть определены:

• амплитуда виброскорости сиденья

¿0 = 0 • Тг -У0;

• амплитуда виброускорения сиденья

2 'т'

¿0 = 0 • ¿0 = 0 •Т • У0.

Движение основания, если принять его в виде гармонических колебаний с постоянными параметрами, можно записать:

у([) = У0 • sm(2я■ • 4 • t).

При частоте колебаний основания ^=4 Гц с амплитудой у0 = 0,06 м и значением Тг = 0,272 амплитуда виброскорости будет равна [2]:

¿0 = 2^- / • Тг • У0 = 0,41:М,

с

амплитуда виброускорения

2 0 = 2п ■ 4 • 20 = 10,3-^2- .

с

При расчете виброизолирующих устройств должна определяться амплитуда относительного виброперемещения: х0 = Тх • у0.

При у=4, .0=0,5 определим:

V2

Тх = ■ = 0,254 .

7(1 - V2)2 + (20 • V)2

Итак, амплитуда относительного виброперемещения может быть вычислена:

х0 = Тх • у0 = 0,254 • 0,06 = 0,015м.

К числу весьма важных параметров, которые следует определять при исследовании систем виброзащиты сидений ССХМ, относятся среднеквадратические значения амплитуд виброскорости аv и виброускорения аа абсолютного движения сиденья:

А

л/Г 20

_ '0

=-

аа 72-

После подстановки значений 20 и ¿'0 получим:

" = 0,29 -, с

п^м °а = 7,^Т.

с

При полигармоническом возбуждении, когда колебания основания могут быть представлены в виде

л

у^) = Е у™ •sin aлt,

к=1

для каждой из гармонических составляющих полигармонического возбуждения определяются К ф, 2 ,2 , х применительно к каждой из октавных полос, в которых

± эф 5 ок 5 ок 5 ок 1 ^ 5 1

находятся частоты возбуждения.

Среднеквадратические значения сгу и оа при этом определяются из выражений:

"V

12 I Є

При возбуждении случайными процессами для защиты водителя от вибрационных воздействий данного типа можно использовать систему развязки сиденья от основания, приведенную на рис.1. Воздействие профиля дороги (поля) на УЭС и далее на водителя можно аппроксимировать и принять в аналитических исследованиях в виде частотной функции, спектральная плотность ускорения основания которой имеет выражение:

V („\- 2а'ао •(^2 + 2 + Р2) (5)

у п\®2 -(а2 + Р2)]2 + 4«2®2)}’

где коэффициенты а, Р, С 0 могут быть приняты равными

а - 1,9і,р - 181,ст0 - 2,7^2 [2]. с с с

После подстановки в выражение (5) значений а, р и а0 получим:

о / \ о о'л о + 327,6

Б у (о) - 8,82--2-------------------2---Т . (6)

у (о2 -327,6)2 +14,4о2

Определим относительный и абсолютный коэффициенты передачи при виброизоляции:

Тх -----------------------------------------------------------------------------------1з- , (7)

88,7 •[(і- — )2 + — ]

88,/ 88,7

1 + —1

Т ---------2 88’7 2 • (8)

[(1 - —-)2 + —]

88,/ 88,7

Спектральная плотность абсолютной виброскорости сиденья определяется из выражения:

(о) - —2 Т2(о) -

2 со2

3,28-(а2 + 327,6) • (1 +--) (9)

88,7 (9)

2 2

о2 • [(о2 - 327,6)2 +14,4—2] • [(1 - — )2 + — ]

88,7 88,7

Спектральная плотность относительного движения сиденья имеет вид:

1 2

^(о) - —Т2-Бу(о), со

или после подстановки значений Тх и Б у(о):

у '

5х (®) = 0,04--------------(— + 327,6)----2-------—. (10)

[(а2 - 327,6)2 +14,4®2] • [(1 - — )2 + — ]

88,7 88,7

Среднеквадратические значения для каждой из октавных полос определяются из выражений:

Л

І Б' (о^о,

где он,ов- нижняя и верхняя граничные частоты.

Б ¿(о) - со2 •Б'(о) - спектральная плотность абсолютного виброускорения сиденья, которая в конечном виде может быть представлена выражением:

о со

(а2 + 327,6) • (1 +--)

88 7

5 » = 3,28-------------------------------^----------—. (11)

— - 327,6)2 +14,4®2] • [(1 - —)2 + — ]

88,7 88,7

Приведенные результаты математического моделирования и динамического исследования системы «машина - человек» с целью подбора параметров

виброзащитных устройств сидений самоходных сельскохозяйственных машин

2

СО

0)

позволяют более осознанно вести проектирование конструкций сидений и выполнять нормативные требования по снижению шума и вибраций, воздействующих на водителя ССХМ, а также повысить надежность и долговечность конструкции сиденья.

Литература

1. Вибрация на производстве /Под ред. академика АМН ССР А.А. Летавета и профессора Э.А. Дорогичной.- Москва: Медицина, 1971.

2. Асташев В.К., Бабицкий В.И., Быховский И.И. и др. Вибрации в технике /Под ред. К.В. Фролова. - Москва: Машиностроение, 1981.- Т.6.- С.427.

3. Шагинян А.С. Снижение виброактивности элементов конструкции самоходных комбайнов и другой сельскохозяйственной техники: Отчет по НИР Белорусской инженерной академии. - Гомель, 1995.