CC BY
116
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
ОЦЕНКА ВЕРТИКАЛЬНОЙ ВИБРАЦИИ КОЛЕСНОГО ТРАКТОРА ПРИ ДВИЖЕНИИ ПО СЛУЧАЙНОМУ ПРОФИЛЮ ПУТИ
М.В. ПОДРУБАЛОВ, доц. каф. технической механики МГУЛ, канд. техн. наук,
В.К. ПОДРУБАЛОВ, доц. каф. теории и конструирования машин МГУЛ, канд. техн. наук
podrubalov@mgul. ac. ru, podrubalov@bk. ru ФГБОУ ВПО «Московский государственный университет леса» 141005, Московская обл., г. Мытищи-5, ул. 1-я Институтская, д. 1, МГУЛ
В статье приведены результаты теоретических исследований по выбору рациональных параметров системы виброзащиты лесохозяйственной модификации трактора мощностью 110 кВт с подрессоренным сиденьем оператора и зависимыми подвесками передних и задних колес. Представлены расчетная схема динамической системы и математическая модель, описывающая стационарные вертикальные колебания различных масс трактора при моделировании его движения по случайному профилю пути. За целевую функцию качества взяты вибрационные характеристики - среднеквадратические значения вертикальных ускорений на сиденье в соответствии с требованиями старого и нового стандартов по условиям труда при оценке вибрации на эталонных треках. Алгоритмы модели были реализованы на ЭВМ. Выявлено, что оптимальными являются вариант с жесткостями подвески колес и сиденья 50 и 4,3 кН/м и коэффициентами сопротивления 4 и 0,5 кНс/м - удовлетворяет СТ ИСО 2631, а также соответственно 70; 4,3 кН/м и 8; 0,5 кНс/м - удовлетворяет ГОСТ 12.2.019-86, но не удовлетворяет СТ ИСО. При этом максимальные динамические прогибы подвесок колес составляют 36... 48мм. Для жесткости подвески колес более 70 кН/м не удается сколько-нибудь существенно приблизиться даже к отечественному нормативу. Расчетами показано, что для трактора с оптимальными подвесками колес подвеска сиденья практически неэффективна в диапазоне частот до 2,8 Гц. Для неподрессоренного варианта снижение уровня вибрации подвеской сиденья доходит до 25% начиная с частот 1,4 Гц, однако сам уровень ускорений при этом составляет большие величины (3,4...3,7м/с2 в диапазоне частот 1,4 - 2,8 Гц). Экспериментальными данными по параметрам возбуждений от искусственных треков и лесных фонов установлено, что выводы, полученные при использовании в математической модели в качестве входного воздействия эталонного трека, практически инвариантны для пасечного волока и лесной дороги.
Ключевые слова: колесный трактор, возбуждение, математическая модель, вибрация, эталонный фон, лесной фон, спектральный анализ.
Создание энергонасыщенного трактора со всеми колесами одинакового размера мощностью 110 кВт, которое осуществляется в России, предполагает разработку ряда модификаций его конструкции для основных отраслей производства страны. Одно из главных мест в этом занимает проектирование на его базе лесохозяйственных машин различного назначения. Множественность компоновочных решений по размещению специального оборудования для лесных технологий обеспечивается наличием у трактора рамы и размещением кабины на любом ее участке. Рамная конструкция остова обуславливает также применение неразрезных переднего и заднего мостов.
Одним из факторов, от которых зависит конкурентноспособность мобильной машины, являются ее комфортабельность, производительность и долговечность. Поэтому разработка для машины эффективной системы виброзащиты, обеспечивающей снижение динамической нагруженности различных узлов и агрегатов, улучшение условий труда оператора, повышение тягово-сцепных свойств, уменьшение динамических составляющих воздействия
на почву и грунт, а также увеличения производительности труда является крайне актуальной. Определяющим элементом в структурной схеме системы виброзащиты, влияющим на перечисленные выше факторы, является система подрессоривания остова трактора [1].
Диапазон статических нагрузок на одну подвеску трактора с учетом его различного применения может составлять от 7 до 30-40 кН. Для такого диапазона невозможно подобрать нерегулируемый упругий элемент подвески, который удовлетворял бы требованиям по обеспечению энергоемкости, минимальной материалоемкости и сохранению постоянного значения собственной частоты колебаний остова. Поэтому, учитывая также и компоновку, при задании параметров в расчетной оценке вибронагруженности трактора нами предполагалось применение зависимой регулируемой пневматической подвески, как наиболее перспективной.
Составим расчетную схему динамической системы трактора (рис.1). На схеме трактор интерпретируется в виде системы твердых тел, соединенных голономными упруго-дисси-
154
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 4/2014
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
пативными связями, колебания которой могут быть описаны системой дифференциальных уравнений. Вследствие того, что по своей компоновке трактор практически симметричен по отношению к опорам (развесовка 52% на 48%), то можно на начальном этапе исследований принять коэффициент распределения подрессоренных масс в пределах 0,8—1,2. При таких значениях колебания передней части машины происходят практически независимо от колебаний задней части [2] и, следовательно, расчетную схему можно представить цепной моделью динамической системы (рис.1). В этом случае рассматриваются только вертикальные колебания неподрессоренной m , подрессоренной т2 масс трактора и оператора т3 при условном расположении кабины и сидения над каким-либо мостом. Необходимо отметить, что такое расположение сиденья будет являться лимитирующим по уровню вертикальной вибрации оператора.
Расчетная оценка вибронагруженности трактора при случайном стационарном кинематическом воздействии проводилась по линейной математической модели. При этом допущения, используемые при моделировании колебаний масс трактора и оператора, являются общепринятыми [2] и поэтому в статье не приводятся. Учитывая то, что массы подрессоренных и неподрессоренных частей остова трактора существенно выше, чем подрессоренная масса оператора и сиденья, связь между ними моделировалась как детекторная.
При таком подходе дифференциальные уравнения колебаний масс т1 и т2 динамической системы (рис.1) с учетом перемены знака имеют вид
+К )+ci (tf-fl )+к2 (я~я2 )+с2 (я- 42)=°;
ЩЧ2 + к2^2-^) + c2{q2-ql) = 0. (1)
После преобразования Фурье уравнений (1) получим
[т2ю2 + k2(j&) + с2],2(/ю) -
- [k2(/'®) + c2] qi(/'®) = 0, (2)
где q1 2(/ю) и Q1(/'ra) - преобразования Фурье
функций q12(t) и Q1(t), ю - частота, рад/с; j = у-1.
Из системы уравнений (2) можно определить частотные характеристики рассматриваемой системы
^?1(/'ю) =
Wqj) = q2(/Ю)/Q1(/Ю), (3)
При умножении частотных характеристик (3) на их комплексно-сопряженные выражения получим исходные формулы для расчета вибронагруженности трактора |W)|(/to)|2 = C/B;
ЩАМ
= <0
КЛМ
(oU
В
(4)
I W„_pl(/to)P = E/B; | W, (/ю)|2 = D/B
где A = (c1c2 - k1k2rn2)2 + (c2k| + c|k2)2rn2;
B = {C1C2 - K(C1 + C2) + k1k2 + т2С2]“2 +
+ т1т2ю4}2 + {(c2k1 + c1k2)ro -- [m2(k1 + k2) + т1А2]ю3}2;
C = [c1c2 - (т2с1+ k1k2)w2]2 +
+ [(c2k1 + c1k2)ro - т2^ю3]2;
D = ю4т22(с12 + k12ro2);
E = [т1т2ю4 - с2(т1 + т2)ю2]2 +
+ [k2(т1 + т2)ю3]2
Выходные спектральные характеристики динамической системы для масс т1 и т2 рассчитывались как
Sq2(a) = 1 W,2(/®)|2 SQ1(ffl);
^(®)= Wh(jio)2-Sa(o));
42
S,1-P1(m) = 1W,1-р1(/ю)|2 SQ1(m); S. » = | W,2_Ч1(/'ю)|2 Sq1(m);
,2-дГ
Q1
(5)
<7з
c2
4 Оз c3*> ^*3 <h\ , 1
o2 * Os
1 1 c5<:
<7i| ^ Oi q4
Oa
ft
Рис. 1. Расчетная схема динамической системы трактора
Fig. 1. Calculation scheme of the dynamical system of the tractor
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 4/2014
155
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
где
$*(<■>) =
со2 + (X2 + Р
2
V
+ 4а2со2
av = av; Pv = p-v - коэффициенты аппроксимации корреляционной функции воздействия (1/с) при скорости трактора v, м/с;
о2е1 - дисперсия ординат профиля пути, м2.
Для оценочных выходных спектральных характеристик вибронагруженности оператора на сиденье спектры (5) являются входными функциями. Поэтому с учетом ранее принятых допущений для одномассовой системы можно записать
Sh(a»=Wq3(M ■ S~2(со);
V» = W^mi2 S>);
Wj)?=DJDV
lWq3-42(/'ro)|2 = ЮЧ/С3 X 1/D2;
2
(6)
где
D1 = 1 + ro2(k3/c3)2;
D2 = 1 - ю2(да3/с3)2 + ro2(k3/c3)2.
Для того, чтобы провести сравнение уровня вибрации на сиденье оператора на соответствие с его величиной отечественного и международного стандарта [3,4] (табл.1), необходимо получить оценки среднеквадратических значений (СКЗ) вертикальных ускорений в октавных диапазонах частот (ОДЧ): 0,7-1,4 Гц - среднегеометрическая частота (СГЧ) 1 Гц; 1,4-2,8 Гц -СГЧ 2 Гц; 2,8-5,6 Гц - СГЧ 4 Гц; 5,6 - 11,2 Гц - СГЧ 8 Гц. Эти оценки, а также СКЗ прогибов шины и подвески колеса рассчитывались по формуле
СТ*3 ■■А
i
Ji+1
J4a>) d(°’ (7)
где ю., ro.+j - граничные частоты ОДЧ, i —1,4;
А1 = q1 - Q, д2 = q2 - q1 - деформации (прогибы) шины и упругого элемента подвески колеса
По представленным алгоритмам (3-7) была разработана компьютерная программа расчета характеристик вибронагруженности масс трактора и оператора. В качестве входного кинематического воздействия на вход динамической системы подавалось возбуждение от эталонного агрофона при скорости движения трактора 2,5 м/с. Эти фон и ско-
рость являлись стандартными для испытаний с.-х. техники и лесных машин по оценке вибрации на сиденье оператора [5]. Параметры спектра воздействия, рассчитываемого по формуле (5), при этом следующие [7]: g2q1 = = 2,28-Ш-4 м2, av = 4,5 1/с, Pv = 3,1 1/с. В настоящее время для колесных тракторов и самоходных машин в качестве эталонных приняты фоны СТ ИСО [6].
В табл. 2 представлены вибрационные характеристики возбуждений от эталонных искусственных треков [8] и лесных фонов. Скорости для треков регламентированы самими стандартами [5, 6]. Скорости движения машины по пасечному волоку и лесной дороге выбраны как предельные на основании опыта ранее проведенных испытаний колесного лесохозяйственного трактора в производственных условиях [9] и, для лучшего сравнения, равными скорости движения по треку агрофона. Методика регистрации и обработки экспериментальных данных по лесным фонам соответствовала [10].
Анализ данных табл. 2 показывает, что уровень возбуждения вертикальной вибрации машины при выбранном в представленной работе режиме движения выше, чем для других треков во всех рассматриваемых диапазонах частот. Т.е. ясно, что при оптимизации, если трактор будет выполнять рекомендации стандартов (табл. 1) для используемого нами возбуждения от агрофона, то они будут выполняться и для эталонных дорог.
Несколько иная картина у возбуждений от реальных лесных фонов. Наибольшие отличия от параметров агрофона они имеют в 1 ОДЧ (29-25 %) и 4 ОДЧ (9,6-4,6 раз! - очень низкие величины), т.е. в тех диапазонах, где колесные машины легко выполняют требования стандартов (см. ниже).
В 3 ОДЧ их превышения лежат в том же диапазоне значений, что и у треков дорог, поэтому здесь приведенный выше вывод тот же. Для 2 ОДЧ возбуждение у пасечного волока практически совпадает с возбуждением от агрофона (0,97), а у лесной дороги его уровень на 19% выше. Именно только это можно рассматривать и при необходимости учитывать (вводя коррекцию) при анализе резуль-
156
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 4/2014
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
Таблица 1
Рекомендуемые [4] и допускаемые [3] СКЗ ускорений (м/с2) на сиденье Featured [4] and allowed [3] RMS accelerations (m/s2) on the seat
СГЧ, Гц Диапазон частот, Гц СТ ИСО 2631 [4] ГОСТ 12.2.019-86 [3]
X, Y Z X, Y Z
1 0,7-1,4 0,39 1,1 0,632 -
2 1,4-2,8 0,42 0,79 0,846 1,2
4 2,8-5,6 0,8 0,57 1,6 0,6
8 5,6-11,2 1,62 0,6 3,21 0,5
Таблица 2
Параметры возбуждений по ускорению от треков и лесных фонов Excitation parameters to accelerate from the tracks and forest backgrounds
Профиль пути Скорость, м/с ОДЧ, Гц
0,7-1,4 1,4-2,8 2,8-5,6 5,6-11,2
Агрофон ГОСТ 12.2.002 - 91 2,5 Абсолютные величины СКЗ, м/с2
0,44 1,14 3,07 7,04
Дорога ГОСТ 12.2.002 - 91 4,17 Превышение параметров агрофона (разы)
1,22 1,24 1,47 1,20
Ровная поверхность (дорога) ГОСТ 31323 - 2006 (ИСО 5008:2002) 3,33 1,47 1,62 1,55 1,18
Пасечный волок 2,5 0,71 0,97 1,77 9,61
Лесная дорога 2,5 0,75 0,81 1,42 4,62
Таблица 3
Информационная модель цепной динамической системы трактора Information model of a chain of dynamic system of the tractor
Обозначение Размерность Значение, диапазон варьирования
mi Кг 480
m2 Кг 920
тъ Кг 60
Ci кН/м 336
C2 кН/м 50; 70; 100; 130; 10 000
Сз кН/м 4,3
ki кНс/м 3,0
k кНс/м 4; 8; 12; 16; 20
k кНс/м 0,5; 0,8; 1,0; 1,5
татов расчета характеристик во 2 ОДЧ с СГЧ 2 Гц.
Расчеты проведены для варианта трактора без орудий, являющегося лимитирующим по вибронагруженности [5, 6]. Информационная модель для цепной динамической системы трактора (рис. 1) представлена в табл. 3, из которой также виден план расчетного эксперимента при выборе структуры и параметров системы виброзащиты. Упругодемпфирующие параметры шины 16,9А38 модели Ф-52 (с1 = 336 кН/м, kx = 3 кНс/м) и подвески сиденья АУ 31.00000 (с3 = 4,3 кН/м,
k3 = 0,8 кНс/м), которое обладает наилучшими характеристиками среди отечественных образцов, определены по ранее полученным экспериментальным данным. Блокировка подвески во время расчетов осуществлялась введением в программу жесткости подвески колеса с2 = 10000 кН/м. Диапазон жесткостей и коэффициентов сопротивления подвески колеса при варьировании задавался с учетом потенциальной технической осуществимости ее элементов с такими параметрами.
Из графиков на рис. 2 и 3 видно, что оптимальными являются варианты с2 = 50 кН/м,
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 4/2014
157
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
Рис. 2. СКЗ вертикальных ускорений на остове (^) и на сиденье АУ 31.00000 для различных коэффициентов сопротивления (^ = 4-20 кНс/м) и жесткости подвески колеса Fig. 2. Rms vertical acceleration on the skeleton (ct_) and the seat AU 31.00000 (a$3) for different resistance coefficients (k2 = 4-20 kNs/m) and stiffness Arm Bush
Рис. 3. СКЗ вертикальных ускорений на сиденье для различных коэффициентов сопротивления в подвеске сиденья (k3 = 0,5; 0,8; 1,0; 1,5 кНс/м) и жесткостей подвески колеса Fig. 3. Rms vertical acceleration on the seat for different coefficients of resistance in the suspension seat (k3 = 0,5; 0,8; 1,0; 1,5 kNs/m) and stiffness Arm Bush
k2 = 4 кНс/м, k3 = 0,5 кНс/м (удовлетворяет СТ ИСО, табл. 1) и < = 70 кН/м, k2 = 8 кНс/м, k3 = 0,5 кНс/м (удовлетворяет ГОСТ, но не удовлетворяет СТ ИСО). На графиках области рекомендуемых значений стандартов для наглядности заштрихованы. По оси абсцисс - СГЧ. Расчеты по представленной модели показали, что при жесткости с>Ю кН/м не удается сколько-нибудь существенно приблизиться даже к уже отмененному отечественному нормативу (табл. 1) при любых значениях демпфирования в подвесках колеса и сиденья.
Необходимо отметить, что подвеска сиденья для системы виброзащиты, включа-
ющей подвеску колеса, практически неэффективна во 2 ОДЧ (наблюдаются весьма малые в 3-7% как положительные, так и отрицательные колебания СКЗ) и эффективна в 3 ОДЧ с СГЧ 4 Гц. Для бесподвесочного варианта <= = 10000 кН/м) сиденье дает снижение СКЗ ускорений во 2 ОДЧ несколько в большей степени - до 25% (вариант с k3 = 0,5 кН с/м). Вообще, широкое варьирование коэффициентом сопротивления в подвеске сиденья с 0,5 до 1,5 кНс/м (в инженерном понимании - установка в подвеску с тем же передаточным отношением от одного до трех дополнительных гидроамортизаторов, используемых
158
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 4/2014
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
для подвесок сидений) не выявило сколько-нибудь значимого эффекта по сравнению с введением в конструкцию системы виброзащиты подвески колеса (рис. 3).
Качественную картину изменения расчетных оценок в диапазонах частот с СГЧ
1,2,4 и 8 Гц наглядно представляют характерные графики спектральных плотностей выходных процессов (рис.4). По ним видно, насколько эффективным средством является подвеска колеса. Происходит сразу двойное действие: большое уменьшение площади спектров и сдвиг их максимумов в область более низких частот. В то же время для бесподвесочного варианта мощность колебаний на остове трактора во 2 и 3 ОДЧ настолько велика, что подрессоренное сиденье может лишь частично снизить вибрацию в 3 ОДЧ.
Расчет прогибов передних подвесок колес и шин для подрессоренного трактора показал (рис. 5), что они лежат в пределе а = 1,51 х 10-2 м, что подтверждает правомочность применения линейной математической модели, описывающей колебания массовой динамической системы для используемого воздействия агрофона. Из графика видно, что при принятии гипотезы нормальности процессов прогибов подвески (а они нормальны, поскольку распределение ординат профиля агрофона нормально и нами применяется линейная модель), максимальные прогибы будут составлять для выбранных вариантов: с2 = 50 кН/м, k2 = 4 кНс/м - Д2 = ±48мм и с2 = 70 кН/м, k2 = 8 кНс/м - Д2 = ±36мм, что вполне реализуемо на практике при введении в конструкцию трактора регулируемой пневматической подвески колес.
Зависимости рис. 5 наглядно показывают, что подвеска колес уменьшает СКЗ
нагруженности шин в 2,5 раза. Это говорит о положительном влиянии подрессоривания колес не только на вибрацию трактора, но и на показатели долговечности шин и такой важный фактор, как снижение динамических воздействий на дорогу и почву. Здесь необходимо также отметить эффект уменьшения СКЗ прогибов подвески колес при увеличении в ней демпфирования. Так, для выбранного варианта с жесткостью с2 = 50 кН/м этот показатель
Sa ,м2/с3
ч— i I 1 1
1 > 7 ■\i “Г \
4 8 12 16 20 со, 1/с
Рис. 4. Спектральные плотности ускорений на остове и сиденье для оптимальных вариантов по СТ ИСО 5008:2002 (1), ГОСТ 12.2.019-86 (2) и бесподвесочного варианта (3): 1) с2 = 50 кН/м, k2 = 4 кНс/м, k3 = 0,5 кНс/м; 2) с2 = 70 кН/м, k2 = 8 кНс/м, k3 = 0,5 кНс/м; 3) подвеска колеса заблокирована Fig. 4. Spectral densities of acceleration on the frame and the seat for the best options for ISO 5008:2002 ST (1), GOST 12.2.019-86 (2) and bespodvesochnogo option (3): 1) c2 = 50 kN / m, k2 = 4 kNs/m, k3 = 0,5 kNs/m; 2) c2 = 70 kN/m, k2 = 8 kNs/m, k3 = 0,5 kNs/m; 3) Arm locked
_____i_______ _
0,5
50 70 100 130 10000
c2,kH/m
Рис. 5. СКЗ прогибов шины (1) и подвески переднего колеса (2) при различных жескостях подвески: (---------) - k2 = 4 кНс/м; (--) - k2 = 8 кНс/м; ®
- подвеска колеса заблокирована
Fig. 5. Rms tire deflection (1) and the suspension of the front wheel (2) at different zheskostyah suspension: (---------) - k2 = 4 kNs/m; (--) - k2 = 8 kNs/m; ®
- Arm locked
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 4/2014
159
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
снижается в 1,3 раза с 16 до 11мм (правда, с почти таким же увеличением СКЗ ускорений на остове и сиденье - рис. 2). Т.е., например, установка более мощного амортизатора в подвеску снизила бы ее требуемый динамический ход с Д2 = ±48 до ±33 мм. Для СКЗ прогибов шин такого влияния от роста демпфирования в подвеске колес не наблюдается.
Таким образом, проведенная расчетная оценка вертикальной вибрации трактора при имитации его движения по эталонному профилю пути и выбор рациональных параметров системы виброзащиты оператора по критерию достижимости нормативов стандартов позволили на стадии проектирования сформулировать основные требования к параметрам системы подрессоривания остова.
При этом выявлены качественная и количественная картины изменения критериев при варьировании параметров системы виброзащиты трактора. Экспериментальными данными установлено, что выводы, полученные при использовании в математической модели в качестве входного воздействия эталонного искусственного трека, практически инвариантны для пасечного волока и лесной дороги.
Библиографический список
1. Подрубалов, В.К. Спектральный анализ пространственных колебаний колесного трактора при стационарном кинематическом воздействии./ В.К. Подрубалов, А.Н. Никитенко // Тракторы и сельхозмашины. - 1986. - № 5. - С. 19-25.
2. Ротенберг, Р.В. Подвеска автомобиля. - М.: Машиностроение, 1972. - 390 с.
3. ГОСТ 12.2.019-86. Тракторы и машины самоходные сельскохозяйственные. Общие требования безопасности. М.: Изд-во стандартов, 2003. -17 с.
4. ГОСТ 31191.1-2004 (ИСО 2631-1:1997). Межгосударственный стандарт. Вибрация и удар. Измерение общей вибрации и оценка ее воздействия на человека. Часть 1. Общие требования. Москва. Стандартинформ. М., 2008. - 24 с.
5. ГОСТ 12.2.002-91. Техника сельскохозяйственная. Методы оценки безопасности. М.: Изд-во стандартов, 1991.
6. ГОСТ 31323-2006 (ИСО 5008:2002) Вибрация. Определение параметров вибрационной характеристики самоходных машин. Тракторы сельскохозяйственные колесные и машины для полевых работ. М., 2012. - 19 с.
7. Подрубалов, В.К. Методы получения и спектральный анализ вибрационных характеристик искусственных треков./ В.К. Подрубалов, М.В. Подрубалов // Известия МГТУ «МАМИ». - 2012. - №2(14).
- Том 1. - С. 303-310.
8. Подрубалов, М.В. Формирование функции цели при оптимизации системы виброзащиты транспортного агрегата мотоблока./ М.В. Подрубалов // М.: Вестник МГУЛ - Лесной вестник. - 2011. - № 3 (79). - С. 110-113.
9. Волошин, Ю.Л. Исследование плавности хода лесохозяйственного трактора класса 1,4 в производственных условиях./Ю.Л. Волошин, Ю.А. Добрынин // Тракторы и сельхозмашины. - 1977. - №1.
- C. 15-18.
10. Тулузаков, Д.В. К вопросу о методике определения данных по профилям пути мобильных машин лесного и лесопаркового хозяйств. /Д.В. Тулузаков, М.В. Подрубалов, В.К. Подрубалов // Вестник МГУЛ
- Лесной вестник. - 2014 - №2(101). - C. 34-40.
ASSESSMENT OF VERTICAL VIBRATION OF A WHEEL TRACTOR AT MOVEMENT ON A CASUAL PROFILE OF A WAY
Podrubalov M.V., Ph.D. technical Science, the senior lecturer of chair Technical mechanics, Podrubalov V.K., Ph.D. technical Science, the senior lecturer of chair Theory and designing of cars
podrubalov@mgul.ac.ru, podrubalov@bk.ru Moscow State Forest University (MSFU) 1st Institutskaya st., 1, 141005, Mytischi, Moscow reg., Russia
In the paper the results of theoretical research on the choice of rational parameters of vibration protection systems of forest modification of the tractor with the capacity of 110 kW with the sprung seat of the operator and independent suspension front and rear wheels. Presents settlement scheme dynamical systems, and mathematical model describing the stationary vertical vibrations of various mass of the tractor when modeling of motion for random profile path. For the objective function of the quality taken vibration characteristics - RMS vertical accelerations on the seat in accordance with the requirements of the old and new standards on working conditions in the evaluation of vibration on the master tracks.
The model algorithms have been implemented on the computer. It is revealed, that are optimal variant with the stiffness of the suspension wheels and seats 50 and 4.3 kN/m and drag coefficients 4 and 0.5 SNS/m satisfies ARTICLE ISO 2631, and accordingly 70; 4,3 kN/m and 8; 0,5 SNS/m - meets GOST 12.2.019-86, but does not satisfy ARTICLE ISO. Maximum dynamic deflections of wheel suspensions are 36... 48 mm for pressure in tires, wheels and more than 70 kN/m unable to significantly even come close to the national standard. Calculations show that for a tractor with optimal pendants wheel
160
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 4/2014
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
suspension seat is practically not effective in the frequency range up to 2.8 GHz. For unsprung variant reducing vibration suspension seat up to 25% since the frequency of 1.4 Hz; however, the level of acceleration is large values (3,4 3,7... m/S2 in the frequency range of 1.4 to 2.8 Hz). Experimental data on parameters of excitations from artificial tracks and forest backgrounds established that the findings when used in mathematical models as input to impact the reference track, almost invariant for bee dies and forest roads.
Key words: wheel tractor, excitement, mathematical model, vibration, reference background, forest background, spectral analysis.
References
1. Podrubalov V.K., Nikitenko A.N. Spektral’nyy analiz prostranstvennykh kolebaniy kolesnogo traktora pri statsionarnom kinematicheskom vozdeystvii [Spectral analysis of spatial fluctuations of wheeled tractors with stationary kinematic effects]. Traktory i sel’khozmashiny [Tractors and agricultural machinery].1986. № 5. pp. 19-25.
2. Rotenberg R.V Podveska avtomobilya [Car suspension]. Moscow, Mashinostroenie, 1972. 390 p.
3. State Standard 12.2.019-86. Tractors and self-propelled agricultural machines. General safety requirements. Moscow, Standartinform Publ., 2003. 17 p. (In Russian)
4. State Standard 31191.1-2004 (ISO 2631-1:1997). Interstate standard. Vibration and impact. Measurement of the overall vibration and assessment of its effects on humans. Part 1. General requirements. Moscow, Standartinform Publ., 2008. 24 p. (In Russian)
5. State Standard 12.2.002-91. Tech agriculture. Methods of safety assessment. Moscow, Standartinform Publ., 1991. 42 p. (In Russian)
6. State Standard 31323-2006 (ISO 5008:2002) Vibration. Determination of the parameters of the vibration characteristics of self-propelled machines. The agricultural wheeled tractors and machinery for field work. Moscow, Standartinform Publ., 2012. 19 p. (In Russian)
7. Podrubalov V.K., Podrubalov M.V. Metodypolucheniya i spektral’nyy analiz vibratsionnykh kharakteristik iskusstvennykh trekov [Methods of obtaining and spectral analysis of the vibration characteristics of artificial tracks]. Izvestiya MGTU «MAMI». 2012. № 2(14). vol. 1. pp. 303-310.
8. Podrubalov M.V. Formirovanie funktsii tseli pri optimizatsii sistemy vibrozashchity transportnogo agregata motobloka [The formation of the objective function for optimization vibration protection systems of the transport unit of tillers]. Moscow, Moscow State Forest University Bulletin - Lesnoi Vestnik. 2011. № 3 (79). pp. 110-113.
9. Voloshin Yu.L., Dobrynin Yu.A. Issledovanie plavnosti khoda lesokhozyaystvennogo traktora klassa 1,4 v proizvodstvennykh usloviyakh [The study of smoothness forestry tractors of class 1.4 in production conditions]. Traktory i sel’khozmashiny [Tractors and agricultural machinery]. 1977. №1. pp. 15-18.
10. Tuluzakov D.V., Podrubalov M.V., Podrubalov V.K. K voprosu o metodike opredeleniya dannykh po profilyam puti mobil’nykh mashin lesnogo i lesoparkovogo khozyaystv [To the question about the method of determining data profiles road mobile machines forest and forest farms]. Moscow, Moscow State Forest University Bulletin - Lesnoi Vestnik. 2014. №2 (101). pp. 34-40.
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 4/2014
161
