CC BY
27
УДК 532.54:62-752
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ВИБРОЗАЩИТЫ КУЗОВА ТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ ПОДВЕСКИ КОМБИНИРОВАННОГО ТИПА
Д.К. Гришин
Кафедра конструкций машин Российского университета дружбы народов 117198, Москва, ул. Миклухо-Маклая, б
Подвеска комбинированного типа включает в себя пассивную и активную части, установленные последовательно друг другу. Как показало математическое моделирование, при наезде транспортного средства на ступенчатые неровности пиковые значения виброскоростей кузова, обеспечиваемые данной подвеской, в 3 раза меньше соответствующих значений виброскоростей при использовании обычной подвески, а при полигармоническом возмущении, включающем в себя резонансную гармонику, указанное соотношение достигает 5. Внедрение подвески позволит повысить рабочие скорости и производительность карьерных большегрузных самосвалов, колесных тягачей, дорожно-строительных машин.
На рис.1,а представлена схема широко используемой пассивной подвески кузова транспортного средства, а на рис. 1,6 - схема подвески комбинированного типа.
Как следует из их сравнения друг с другом, последняя содержит пассивную и активную части, установленные последовательно друг другу. Работа ее происходит следующим образом. При движении транспортного средства по неровностям дороги возникают колебания кузова, фиксируемые датчиком 6, сигнал от которого подается на формирователь 7 сигнала управления движением гидроцилиндра 5, воздействующего на защищаемый объект 1 таким образом, чтобы уменьшить его колебания. Особенностью комбинированной подвески является то, что ее упругий элемент служит заградительным фильтром для высокочастотной вибрации, а активный элемент подавляет собственные колебания системы.
а) б) в)
Рис.1. Схемы подвесок: а - типовая пассивная подвеска; б - подвеска комбинированного типа; в - схема формирования управляющего воздействия.
1- защищаемый объект (кузов); 2 - упругий элемент; 3 - демпфер; 4 - опорная рама; 5 - гидроцилиндр; 6 - датчик колебаний (акселерометр); 7 - формирователь сигнала управления движением гидроцилиндра 5; 8 - электрогидрав-лический преобразователь; 9 - условный демпфер, учитывающий потери на трение в направляющем механизме подвески
Поставим задачу сравнения друг с другом рассматриваемых подвесок по эффективности снижения вибрации, вызываемой кинематическим возбуждением г(Х).
При использовании пассивной подвески (рис.1,а) уравнения колебаний защищаемого объекта, исходя из принципа Даламбера, можно представить следующим образом:
тх + с(х-г) + \1(х-г) = 0, (1)
или в обобщенной форме:
х + (8ы0 / и)х + со/х = (о02г + (8<й0 / п)г, (2)
где X - колебательное перемещение объекта защиты; 7 - перемещение опорной рамы; т -масса объекта защиты; с - жесткость упругого элемента; (I - коэффициент вязкого сопротивления демпфера; (й0 = л[с7т - частота собственных колебаний защищаемого объекта
на подвеске; 8 = \т/т(О0 - логарифмический декремент колебаний.
Аналогичным образом представим уравнения колебаний для подвески комбинированного типа (рис. 1,6):
тх + с(х- г-и) = 0, (3)
где, помимо ранее введенных обозначений, и - управляемое перемещение штока гидроцилиндра 5.
Положим, что следящий гидропривод активного гасителя отрабатывает зависимость и — —кх, где к - коэффициент передачи привода по управляющему воздействию - виброскорости объекта. Тогда уравнение (3) приводится к виду:
х + (8а>0/п)х + (й02х = оз022, (4)
где б = кп(О0 - логарифмический декремент колебаний.
Величина к находится, исходя из заданной степени демпфирования колебаний, определяемой величиной 5, или исходя из заданного значения коэффициента эффективности виброзащиты (коэффициента усиления) ку, равного отношению амплитуды колебаний объекта к амплитуде кинематического возмущения в режиме резонанса: к — 8/Л(О0,
к = 1/(£>0ку.
Следует отметить, что в уравнениях (3), (4) не учитывается инерционность следящего гидропривода. Известно, что следящий гидропривод, снабженный гидрораспределителем пропорционального расхода, имеет передаточную функцию 1 /(Тр +1), где Т - постоянная времени гидропривода. Однако введение корректирующего звена с передаточной функцией (Тр + 1) позволяет компенсировать инерционность привода. Если в качестве датчика колебаний используется акселерометр, то при этом нет необходимости в дифференцировании сигнала (рис.1,в). Погрешности, связанные с дрейфом нуля при интегрировании сигнала, пропорционального х с целью получения сигнала, пропорционального х, также можно исключить при использования цифровой обработки данных.
Сравнение уравнений (2) и (4) между собой показывает, что из-за наличия в правой части уравнения (2) члена (Ь(й0 /ж)г пассивная подвеска при больших величинах 8 (высоких значениях коэффициента вязкого сопротивления демпфера |_1) может усиливать колебания объекта (ку > 1) на высоких частотах возмущения, что делает ее использование в
ряде случаев нецелесообразным. В то же время при малых значениях б уменьшается диссипация энергии, определяемая членом (8(00 / и)х в левой части уравнения (2), в результате чего данная подвеска становится неэффективной на резонансных частотах.
Поскольку основным нормируемым параметром вибрации является виброскорость [1], то представляет интерес сравнение амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) виброскоростей двух рассматриваемых подвесок (рис.2). АЧХ виброскорости пассивной подвески построена для 8 = 3,9, т.к. при этом обеспечивается приблизительное равенство амплитуд резонансных колебаний и амплитуд колебаний в высокочастотной области. При б > 3,9
происходит усиление колебаний в области высоких частот, а при 8 < 3,9 - в области резонанса.
Максимальная степень снижения колебаний объекта при использовании подвески комбинированного типа определяется наибольшим значением коэффициента передачи к, допускаемым из условия обеспечения собственной устойчивости активной части гасителя с учетом возможности появления положительных обратных связей вследствие возникновения местных вибраций, например, при нежестком креплении датчика колебаний и т.п.
АЧХ виброскорости объекта при использовании подвески комбинированного типа построены для 8 = 6 (рис.2).
УР,
УА;
УР
УА
<2>
_<2>
2(0
УР ^ , УА ^ Л
Рис. 2. Амплитудно-частотные характеристики. УРр УАу. амплитуды виброскоростей кузова в относительных единицах соответственно для пассивной и комбинированной подвесок; ] = 20(й/ (Од -
относительная частота возмущения; СО - частота возмущения
Рис. 3. Графики изменения виброскоростей при наезде транспортного средства на препятствия ступенчатого типа.
УР<2>, УА<2> . виброскорости кузова для пассивной и
в относительных единицах кинематическое возмущение;
комбинированной подвесок
Ф)-
соответственно;
УР<0>, УА<и' >, I - время в относительных единицах
4<0>
Учет сопротивлений в направляющем механизме подвески комбинированного типа приводит к некоторому возрастанию АЧХ. Уровень указанных сопротивлений удобно оценивать по величине логарифмического декремента колебаний 80 кузова на подвеске с отключенной активной частью. Так, при уровне сопротивлений, соответствующих декременту колебаний 8о = 0,3, увеличение АЧХ в области собственных (резонансных) частот составляет 1,5%, а области высоких частот (5(й0) достигает 10,8%. При 80 = 0,2 соответствующие значения отклонений составляют 0,46% и 1,3%. Следовательно, для более эффективного снижения уровня вибрации необходимо применять конструктивные меры по уменьшению сопротивлений в направляющем механизме подвески комбинированного типа.
Преимущества подвески комбинированного типа иллюстрируются также результатами численного моделирования колебательных процессов. На рис.З приведены графики изменения виброскоростей объекта для сравниваемых вариантов подвесок при наезде транспортного средства на ступенчатые неровности, а на рис.4 - аналогичные графики, полученные при полигармоническом воздействии, включающем в себя резонансную гармонику с частотой (йп, а также гармоники с частотами 2(й0, 3(й0,4(й0, 5(И0, Ю(й0. В первом случае
пиковые значения виброскорости, обеспечиваемые подвеской комбинированного типа, более, чем в 3 раза меньше соответствующих значений для пассивной подвески, а во втором случае указанное соотношение достигает 5.
Таким образом, внедрение подвесок комбинированного типа для таких машин, как большегрузные самосвалы, применяемые на открытых горных и земляных работах, тягачи,
дорожно-строительные машины на пневмоколесном ходу и им подобные, позволит за счет существенного снижения уровня вибронагруженности основных узлов повысить рабочие скорости и производительность, а также улучшить условия труда обслуживающего персонала. Расчеты показывают [2], что при использовании скреперов с подрессоренной задней осью и дальности транспортирования до 2 км планово-расчетная стоимость разработки и перемещения одного кубического метра грунта снижается на 16,6%, а производительность повышается на 20%.
5
VP ^
7а~<2>
0 2 4 6 8 10 12 14
ур <°> > УА ^ Д
Рис. 4. Графики изменения виброскоростей кузова при полигармоническом возмущении (обозначения те же, что и
на рис. 3).
ЛИТЕРАТУРА
1. Вибрация. Общие требования безопасности. ГОСТ 12.1.012. - 90.
2. Щемелев А.М., Подымако М.Э., Кудаш С.Ю. Влияние подвески задней оси скрепера на технико-экономические показатели работы скрепера // Интерстроймех-2002.: Материалы международной научно-технической конференции,- Могилев: МГТУ, 2002 - С. 236-241.
INCREASING THE TRANSPORT MACHINE BODY VIBROPROTECTION BY MEANS OF THE COMBINED
TYPE SUSPENSION
D.K. Grishin
Department of Machine Design Peoples' Friendship University of Russia Miklukho-Maklaya str., 6, 117198 Moscow, Russia
The combined type suspension consists of passive and active parts arranged one above other. As mathematical modeling shows the suspension reduces vibration velocity peaks of a transport machine body three times in comparison with an usual suspension when the machine is passing through step form obstacles. Under polyharmonic regime of exciting, including resonance harmonic, the ratio reaches to 5. Putting the suspension into practice provides increasing in operating speed and capacity of heavy dump trucks, wheel-type tractors, road-building machines.
Дмитрий Константинович Гришин родился в 1937 г., окончил в 1959 г. МИСИ. Доктор техн. наук, профессор, зав. кафедрой конструкций машин РУДН. Автор 99 публикаций в области динамики машин.
D.K. Grishin (b. 1937) graduated from Moscow Civil Engineering Institute in 1959. DSci(Eng), professor, Chief of “Machine Design” Department of Peoples’ Friendship University of Russia. Author of 99 publications in the field of Dynamics of machines.
