Влияние массы вертикального пригруза на колебания вибровальца при уплотнении материалов Текст научной статьи по специальности «Физика»

УДК 621.86

ВЛИЯНИЕ МАССЫ ВЕРТИКАЛЬНОГО ПРИГРУЗА НА КОЛЕБАНИЯ ВИБРОВАЛЬЦА

ПРИ УПЛОТНЕНИИ МАТЕРИАЛОВ

THE INFLUENCE OF MASS VERTICAL EARTH PRESSURE BALANCE MACHINES BY THE VIBRATION OF THE DRUM WHEN COMPACTING MATERIALS

В. Н. Тарасов1, И. В. Бояркина1, Г. Н. Бояркин2, В. С. Серебренников1

1 Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет, г. Омск, Россия 2Омский государственный технический университет, г. Омск, Россия

V. N. Tarasov1, I. V. Boyarkina1, G. N. Boyarkin2, V. S. Serebrennikov1

1 Siberian State Automobile and Highway University, Omsk, Russia 2Omsk State Technical University, Omsk, Russia

Аннотация. Вибровалец дорожного катка рассматривается как трехмассовая колебательная система, состоящая из массы дебаланса m1, массы вибровальца m2, дополнительной массы m3, которая передается на ось вальца через раму катка. Составлены дифференциальные уравнения вертикальных колебаний, выполнено их решение, получены аналитические выражения амплитуды А1 вертикальных колебаний вибровальца и амплитуды А2 колебаний дополнительной массы m3, жестко связанной с рамой катка. Установлены зависимости амплитуд вертикальных колебаний А1 и А2 от частоты колебаний, соотношения масс (m1+m2) и m3, от коэффициентов жесткости и коэффициентов вязкого трения грунта и резинометаллических амортизаторов. Дополнительная масса m3 рассматривается как дополнительный амортизатор, который защищает раму катка от вибрации. Получено дифференциальное уравнение вертикальных колебаний дополнительной массы m3, которые возбуждаются гармонической силой инерции. Уточнен вывод аналитической зависимости для определения коэффициента динамичности Kd как отношения динамической и статической амплитуд колебаний дополнительной массы m3 вибровальца. Получена уточненная зависимость определения коэффициента передачи K вынуждающей силы от массы m3 к раме вальца. Построены диаграммы зависимости коэффициентов Kd и K от отношения частот вынуждающих колебаний и собственных колебаний массы m3.

Ключевые слова: вибровалец, динамические процессы, дифференциальные уравнения, амплитуды вертикальных колебаний.

DOI: 10.25206/2310-9793-7-1-168-176

I. Введение

Современный виброкаток является примером полезного использования вибрации в технологических процессах уплотнения материалов и грунтов. Вертикальная вибрация вибровальца сочетается со сложными и энергозатратными динамическими процессами передачи механической энергии от вибровальца уплотняемому материалу, при этом вибрация от вальца через резинометаллические амортизаторы передается на раму катка и силовые агрегаты. Исследования виброкатков происходят по направлениям совершенствования конструкции, повышения качества и производительности процесса уплотнения, создания компьютерных систем интеллектуального управления режимами уплотнения материалов и грунтов виброкатками и др. Фундаментальные исследования взаимодействия вальца с деформируемым грунтом выполнены российскими учеными в 30-60 годы 20 века.

В современных исследованиях [1] авторы рассматривают влияние массы грунта, который участвует в колебательном процессе при его уплотнении, учитывается масса вибровальца и масса рамы вибровальца.

В работе [2] авторы предлагают метод оптимизации уплотнения с точки зрения энергоэффективности процесса и повышения производительности. Идея работы заключается в учете взаимодействия слоя уплотняемого материала с вибровальцом.

Большое число исследований посвящено управлению режимами уплотнения, созданию компьютерных интеллектуальных систем управления на основе анализа большого числа факторов, характеризующих динамические процессы [3-5].

Несмотря на огромное число публикаций, посвященных виброкаткам [6-11], отсутствуют исследования влияния дополнительной массы вибровальца на рабочий процесс уплотнения материала и защиту рамы катка от вибрации. В рассмотренных работах не исследуются связи амплитуд колебаний вибровальца и дополнительной массы пригруза от рамы вальца. Отсутствуют исследования виброзащиты рамы катка от колебаний вибровальца.

II. Постановка задачи

Теория колебаний вибровальца в настоящее время не может объяснить многие динамические процессы, сопровождающие рабочий процесс вибровальца.

Вибровалец катка среднего типа, обладающий массой 5-10 т, совершает вертикальные колебания ограниченной амплитуды А1= Н3 мм с частотой до p=80 Гц. В технической документации фирмы-производители указывают общую массу катка и распределение этой массы по осям. Однако масса, приходящаяся на передний валец, включает собственную массу вальца, состоящую из массы обечайки, массы валов и гидромоторов, расположенных внутри вальца и дополнительной массы, передаваемой вертикально от рамы катка, на которой установлены механизмы и силовая установка. Дополнительная масса m3, передаваемая на валец, связана резинометаллическими амортизаторами с рамой катка. В данной работе ставится задача исследования влияния дополнительной массы, которая передается через раму катка на вибровалец при уплотнении материалов и грунтов.

III. Теория

Вибровалец на рисунке 1 состоит из вибровозбудителя 1, установленного на валу внутри вальца 2. На ось вибровальца опирается передняя рама, через которую на валец передается дополнительный вертикальный при-груз от массы катка в виде условного тела 3 массой m3, которая связана с вальцом резинометаллическими амортизаторами.

z

1 2

Рис. 1. Имитационная модель взаимодействия вибровальца с грунтом и рамой катка

Уплотняемая среда также является элементом механической системы, которая характеризуется коэффициентом жесткости и коэффициентом вязкого трения. Рассмотренные массы на рисунке 1 совершают вертикальные колебания и обеспечивают уплотнение материала, по которому перекатывается валец.

С расхождением менее 1% сумму масс (ш1 + ш2) можно рассматривать как единую массу с обобщенной координатой х1 и массу ш3, имеющую обобщенную координату х2 в системе координат Оух (рис. 1).

Механические свойства уплотняемого материала характеризуются коэффициентом жесткости с1 и коэффициентом вязкого трения Ь1, резинометаллические амортизаторы характеризуются соответственно параметрами с2 и Ь2.

На механическую систему действует радиальная гармоническая сила вибровозбудителя, которая создает вертикальную вынуждающую гармоническую силу на вальце, определяемую по формуле

2

Рдг = Рд81ПрГ=Ш1 Г1р Б1Пр1, (1)

где ш1 - неуравновешенная массы дебаланса; г1 - эксцентриситет дебаланса; р - угловая скорость вращения вибровозбудителя.

Уравнения движения линейных механических систем при гармонических вынуждающих воздействиях известны в теории колебаний [12, 13, 14].

Движение механической системы в системе координат Oyz для вибровальца можно описать двумя дифференциальными уравнениями

(m + т2 )¿1 + (Ъ + Ъ2 )¿! - Ъ2z2 + (q + C2 )zj - C2z2 = Рд sin pt. (2)

m3z2 + b2(z2 - z1 + C2(z2 - zl) = 0 . (3)

Решение системы дифференциальных уравнений (2), (3) можно выполнить в комплексной форме, т. е. представить в виде [15]

z1 = Á1eipt; z2 = А

Jpt

2 = А2е . (4)

В уравнениях (4) i - мнимая единица.

Подставляя решение (4) в дифференциальные уравнения (2), (3), получаем алгебраические уравнения амплитуд колебаний, содержащие вещественные и мнимые составляющие

- (т + т2)р2А1 + (Ь + Ь )гРЛ - Ь21рЛ2 + (с + с2)Л1 - с2Л2 = Рд . (5)

- т3р Л2 + Ь2(/рЛ2 - /рЛ^) + с2(Л2 - Л!) = 0. (6)

В уравнениях (5), (6) составляющими, содержащими мнимые величины i можно пренебречь, так как для реальных технических систем Ь1 и Ь2 являются малыми величинами в этих уравнениях. Поэтому уравнения (5), (6) с учетом выражения (1) позволяют определить выражения для амплитуды А1 вертикальных колебаний вибровальца и амплитуды А2 дополнительной массы путем использования вещественных слагаемых в уравнениях

(5), (6)

Л __т1Г1_р2 (с2 - т3р2)_

А1 = ~ : г- : г^ ~ 2. (7)

((q + с2) - (т+т)p )C - mp ) - C2

_m1r1pp C2_

((C1 + C2 ) - (m1 + m2 )p2 )(C2 - m3p2 ) - c^

. m1r1 p2C2 А2 ^^-^^. (8)

IV. Результаты экспериментов

Численные эксперименты выполнены для катка общей массой да=10 320 кг с распределением массы на вибровалец (m1+m2+mз)=5050 кг; эксцентриситет дебаланса вибровозбудителя г1 =0,0655 м; масса дебаланса m1=64,89 кг; декларированная частота вращения дебаланса p=36,7 Гц, р=230,59 рад/с.

На рис. 2 для грунта с коэффициентом жесткости с1 =8890 кН/м представлены зависимости амплитуды вертикальных колебаний вибровальца А1 от частоты p вынужденных колебаний при разных соотношениях масс (m1 + m2) и m3. Для четырех зависимостей сохранялось постоянное значение общей массы вибровальца, т. е. (m1 + m2 + m3) = 5050 кг, при этом изменялась масса m3 вертикального пригруза и собственная масса (m1 + m2) вибровальца.

J¡, м 0.006 Г

Рис. 2. Зависимость амплитуды А1 вертикальных колебаний вибровальца от частоты p вынужденных колебаний для разных соотношений массы вертикального пригруза m3 и массы вибровальца ^ + m2):

1 - (т1 + т2) = 2500 кг, т3=2550 кг; 2 - (т1 + т2) = 3550 кг, т3 = 1500 кг; 3 - (т1 + т2) = 4000 кг, т3=1050 кг; 4 - (т1 + т2) = 4500 кг, т3 = 550 кг

Амплитуда А1 вертикальных колебаний вибровальца зависит от вынуждающей силы Рд, по формуле (1) во второй степени от частоты вращения дебаланса. Для разных грунтов (рис. 2) амплитуда А1 вертикальных колебаний вибровальца изменяется в пределах А1 = 0^0,0052 м. Для рис. 2 можно сделать вывод, что амплитуда А1 вертикальных колебаний вибровальца возрастает с увеличением частоты р и с увеличением массы вибровальца (т1 + т2).

На рис. 3 для грунта с коэффициентом жесткости с1 =8890 кН/м представлены зависимости амплитуды А1 колебаний вибровальца от частоты вынужденных колебаний для постоянной массы вибровальца (т1 + т2) = 3000 кг. Численный эксперимент выполнен для варьирования значений массы т3 пригруза от рамы катка: т3 = 150 кг; т3 = 1000 кг; т3 = 1500 кг; т3 = 2050 кг.

Лу , м

0.005 0Т0«4 0.003 0.002 0.001

О 10 30 J О 40 50 р, Гц

Рис. 3. Зависимость амплитуды А1 вертикальных колебаний вибровальца от частоты вынужденных колебаний р

При этом установлено, что для разных значений масс т3 наблюдается совпадение этих четырех зависимостей. Следовательно, амплитуда А1 в указанном диапазоне изменения масс не зависит от массы т3 вертикального пригруза.

На рис. 4 показаны зависимости амплитуд А1 и А2 от коэффициента с1 жесткости грунта, который изменяется в пределах с1 =8890^97222 кН/м. Исходные данные: частота вынужденных колебаний р= 36,7 Гц; масса вибровальца (т1 + т2) = 4000 кг; масса вертикального пригруза т3 = 1050 кг.

А,

от о.оо?

(1.004

о.оо: 0.001

О ■

О 10000 .10000 50000 7(1000 90000 кН'ч 2000(1 40000 (>0000 $0000

Рис. 4. Зависимости амплитуд колебаний А1 и А2 от коэффициента с1 жесткости грунта

"а

Амплитуда А1 вертикальных колебаний вибровальца в данном эксперименте изменяется в пределах А1 =0,0017^0,0052 м, при этом амплитуда А2 вертикальных колебаний дополнительной массы остается малой величиной для всего диапазона изменения прочности грунта.

На рисунке 5 для двух типов грунтов показаны зависимости амплитуд колебаний А1 и А2 от коэффициента жесткости с2 резинометаллических амортизаторов. При определении амплитуды А1 кривая 1 соответствует тяжелому грунту с коэффициентом жесткости с1=97222 кН/м и кривая 2 для легкого грунта с коэффициентом с1=8890 кН/м.

Рис. 5. Зависимости амплитуд А1 и А2 вертикальных колебаний от коэффициента жесткости с2 резинометаллических амортизаторов для двух категорий грунтов: 1, 3 - с1=97222 кН/м; 2, 4 - с1=8890 кН/м

Амплитуды А2 колебаний массы m3 рамы катка имеют малую величину для рассматриваемого диапазона (рис. 5, кривые 3, 4).

Рассмотренный метод позволил установить зависимость амплитуды А 1 вертикальных колебаний вибровальца от массы вальца и его параметров. Установлена независимость амплитуды А1 колебаний от массы m3 дополнительного пригруза вальца. Однако масса m3 на рисунке 1 из конструктивных соображений не может быть равна нулю, так как зависит от распределения массы катка по мостам и собственной массы вальца.

На рисунке 1 вибровалец рассматривается как механическая система, совершающая вертикальные колебания. Однако масса m3 на данной схеме как элемент конструкции выполняет роль демпфера механических колебаний рамы вибровальца. Масса m3 выполняет роль амортизатора рамы катка, т. е. защищает ее от вибрации вибровальца.

При инерционном возмущающем воздействии на массу m3 действуют восстанавливающая сила с^2, сила вязкого трения Ь2¿2 и Даламберова сила инерции этой массы, приведенная в разряд задаваемых сил.

Уравнение вертикальных колебаний массы m3 можно записать в виде основного уравнения динамики Ньютона для материальной точки [12, 13]

m3Z2 = -C2Z2 - Ъ2Z2 + F(t),

(9)

где F(t) - Даламберова сила инерции, переведенная в разряд активных Ньютоновских сил.

В данном случае сила инерции дополнительной массы m3 является гармонической силой

F(t) = H sin pt = -m3Z2 sin pt. (10)

Уравнение (9) можно представить в виде уравнения вынужденных колебаний для материальной точки

H .

Z2 + 2n2Z2 + ш2z2 = — sin pt _

m.

(11)

где H/m3 - ускорение единицы массы.

Величины уравнения (11) определяются по формулам

п2 = ш2 = —

2т3 ' т3

Решение дифференциального уравнения вынужденных колебаний (11) при гармоническом вынуждающем воздействии имеет вид [12-16]

¿2 =-1 , Я, , , -82), (12)

- Р ) + 4щр

где 52 - сдвиг фазы вынуждающей силы и перемещения

2п2 р

2 =~2-2. (13)

®2 - Р

Определим скорость тела 2 как производную по времени от выражения (12)

"2 = \( 2 НР2 , 2 2 Ш8(Р — 82) . (14) тзд/(®2 — Р ) + 4п2 Р

Сила реакции Я, передаваемая массой т3 при помощи резинометаллических связей на раму, определяется по формуле

К = —С2"2 — Ь2"2 . (15)

Подставляя (12) и (14) в уравнение (15), получим

р С2Н (^1п( рг—82) + (рЬ2/ С2)008( рг—82)) К =--1 -. (16)

ЗД®2 — р2)2 + 4п22^2

Из уравнения (16) можно выделить постоянную величину

К' — Н ^у!)

т^ (®2—р2)2 + 4п2 р2

По физической сущности коэффициент есть не что иное, как динамическая амплитуда А2 вертикальных колебаний массы т3.

В теории колебаний принято использовать понятие «коэффициент динамичности», под которым понимают отношение динамической амплитуды к статической амплитуде, которая определяется по формуле работы [13]

А2ст =н/е2. (18)

Используя уравнение (17), получим коэффициент динамичности в виде

У А2 _Н_С2

К* =~А-=-/о О О О О 77. (19)

2ст т3у(Ю2 — р )2 + 4П22р2 Н

Учитывая, что с2 = т3®\, после преобразования формулы (19) получим выражение для определения коэффициента динамичности

1

К* =-

2 4п2р2

+ 4п2р

2 2 2 2

1 — р-1 2

Ю2 ®

(20)

Путем замены в выражении (16) ^^ на 2я2— определим силу реакции Я в виде

с2 ю2

я = -к,н

( 2п Л 8т( - 82) н--ео8( - 82)

(21)

С учетом того, что Я и Н - величины одной размерности, из уравнения (21) путем соответствующих преобразований можно получить коэффициент К передачи силы инерции Н к раме катка

к = - = к,, н а

1 + —г-52 +82),

га9

(22)

2щр

где

Максимальное значение коэффициента передачи К определяется по формуле

К = к

1 +

4«22—2

(23)

Формуле (23) можно в результате преобразования придать окончательный вид

К =

1 +

4п\—2

4 Ю9

1

V Ш2)

4Щ—2

а,

(24)

На рис. 6 по выражению (20) получены зависимости коэффициента Кл от р/ю2 для разных параметров виброкатка.

К*

и«

1.6

1.4

1,2

1,0

0,8 0,6

0.4

0.2

1

а« 5 1

в £ ^ з

\ Ь2 = С -^ щ - 1

Уд \Х2ХЬ2=544 кНс/м

\ л 1 1 ^ =690 кНс/м у-ЛЛ 1 - 1 О зЯ 3 -

4\ \ \\ Ъ2 =1370 кНс/м Л 74

я 3 ГЛ и

5 Р™2

Рис. 6. Зависимости коэффициента динамичности К отр/ю2 для разных значений коэффициента вязкого трения резинометаллических амортизаторов

При выполнении численных экспериментов использованы параметры виброкатка среднего типа общая масса которого т=10 320 кг; на вибровалец приходится масса (т1 + т2 + т3) = 5050 кг; эксцентриситет дебалан-са г1 = 0,0655 м; дополнительная масса пригруза т3=2050 кг; частота вынужденных колебаний р=36,7 Гц. Исследования проведены для следующих значений коэффициента Ь2 вязкого трения: Ь2 = 0; Ь2 = 6 кНс/м; Ь2 = 344 кНс/м; Ь2 = 690 кНс/м; Ь2 = 1370 кНс/м.

2

2

2

С помощью рисунка 6 происходит наглядное преобразование теории колебаний, для которой коэффициент динамичности Кл > 1, в теорию виброзащиты, для которой коэффициент динамичности Кл < 1. Коэффициент динамичности Кл при решении задач виброзащиты имеет значение меньше единицы Кл<< 1. Для катка среднего типа коэффициент динамичности изменяется в пределах К = 0,001-0,005, которые соответствуют р/ю2 = 27-13,5. Эти значения К ир/ю2 находятся за пределами графика, однако поясняют физическую природу возникновения теории вибрации из теории колебаний (рис. 6).

На рисунке 7 представлены зависимости коэффициента К динамической передачи воздействия от дополнительной массы т3 раме виброкатка по выражению (24).

Рис. 7. Зависимости коэффициента передачи К от соотношения р/ю2 для разных параметров виброкатка

Как и на рисунке 6, на рисунке 7 представлены зависимости коэффициента К для разных значений коэффициента Ь2 вязкого трения. В зарезонансной зоне р/ю2 >1 кривые пересекаются в одной точке при увеличении р/ю2. Кривая 1 на этом графике соответствует значению Ь2 = 0 и является некоторым эталоном с которым выполняется сравнение других вариантов.

На рисунке 6 для коэффициента динамичности Кл все кривые рабочей зоны расположились в диапазоне К = 0,001-0,004 с частотой р/ю2 = 15-30 Гц.

На рисунке 7 кривые коэффициента передачи К равномерно заняли зону возможных значения К=0,01-1,0 для соответствующих значений величин Ь2 коэффициента вязкого трения.

Для катка среднего типа при коэффициенте вязкого трения резинометаллических амортизаторов Ь2 = 6 кНс/м коэффициент динамичности равен К = 0,00333, коэффициент передачи К вынуждающих воздействий от массы т3 к раме катка составляет К = 0,01316. Это означает, что масса т3 является гасителем колебаний от вибровальца к раме катка.

V. Обсуждение результатов

Впервые выполнены исследования трехмассовой механической системы вибровальца, содержащей массу вибровозбудителя, массу вибровальца и дополнительную массу пригруза от массы катка. В результате решения дифференциального уравнения вибровальца установлена зависимость амплитуды вертикальных колебаний А1 вибровальца от характеристик грунта и параметров вальца. Получены новые знания и усовершенствованы выражения для определения коэффициента динамичности дополнительной массы и коэффициента передачи вынуждающей силы реакции от дополнительной массы т3.

Список литературы

1. Тюремнов И. С., Морев А. С., Фурманов Д. В. К вопросу обоснования значения присоединенной массы грунта при реологическом моделировании процесса уплотнения грунта вибрационным катком // Проблемы машиноведения: материалы III Междунар. науч.-технич. конф. Омск, 2019. С. 215-223.

2. Михеев В. В., Савельев С. В., Пермяков В. Б. Комплексный подход к выбору оптимального энергоэффективного режима работы вибрационных катков // Проблемы машиноведения: материалы III Междунар. науч.-технич. конф. 23-24 апреля 2019, Омск. С. 158-165.

3. Jinning Zhi, Hong Zhang, Jie Li. Dynamic Modeling and Simulation Analysis of the Cushioning System of the Impact Roller Based on ADAMS // Third International Conference on Measuring Technology and Mechatronics Automation. 2011. INSPEC Accession Number: 11850294.

4. Chun-feng Guo, Chang-tan Xu. Research and utilizing of multidisciplinary co-simulation for vibrating system of vibrating YZ18JA-type road roller// 5th IEEE Conference on Industrial Electronics and Applications. 2010. INSPEC Accession Number: 11434001.

5. Syed Asif Imran, Sesh Commuri, Musharraf Zaman. A 2 dimensional dynamical model of asphalt-roller interaction during vibratory compaction // 12th International Conference on Informatics in Control, Automation and Robotics (ICINCO). 2015. INSPEC Accession Number: 15677275.

6. Wang G. F., Hu Y. B., Zhu W. Q., Bao Z. Y., Chen Z. J., Huang Z. H., Wang W. The design of a compaction parameters management system for intelligent vibratory roller // IEEE 3rd Information Technology and Mechatronics Engineering Conference (ITOEC), Chongqing. 2017. P. 634-638.

7. Jing Baode, Lin Dongbing, Liu Meiyu, Zhu Xilin. Design of non-impact and independent exciting chamber of vibratory roller // International Conference on Intelligent Computation Technology and Automation, Changsha, China, 2010. Vol. 2. P. 44-46.

8. Yan Tao-ping. Vibration frequency vibratory roller stepless design and analysis of the hydraulic system // International Conference on Consumer Electronics, Communications and Networks (CECNet), XianNing, China, 2011. Р. 4621-4624.

9. Yi Zhang, Jun Zhang, XingZu Shu, Lei Guo, Yong Shi, XinBo Liu. Optimization of intelligent compactness control rule of vibratory roller based on genetic algorithm method // Fifth International Joint Conference on INC, IMS and IDC, Seoul, South Korea, 2009. Р. 1943-1947.

10. Heqing Li, Qing Tan. Recognition of reliability model of vibratory roller based on artificial neural network // International Conference on Intelligent Computation Technology and Automation (ICICTA), 2008. Vol. 1. Р. 231-234.

11. Syed Imran, Fares Beainy, Sesh Commuri, Musharraf Zaman. Transient response of a vibratory roller during compaction // 51st IEEE Conference on Decision and Control (CDC), Maui, HI, USA, 2012. Р. 4378-4383.

12. Бабаков И. М. Теория колебаний. М.: Дрофа, 2004. 591 с.

13. Ивович В. А., Онищенко В. Я. Защита от вибрации в машиностроении. М.: Машиностроение, 1990. 272 с.

14. Bykhovsky I. I. Fundamentals of vibration engineering. New York, Robert Krieger Publishing Co., 1980. 382 p.

15. Тимофеев С. И. Теория механизмов и машин. Ростов н/Д: Феникс, 2013. 349 с.

16. Tarasov V. N., Boyarkina I. V. Dynamics of the process boom machine working equipment under the real law of the hydraulic distributor electric spool control // Journal of Physics: Conference Series. 2017. Vol. 858, Is. 1. Р. 012036. DOI :10.1088/1742-6596/858/1/012036.

УДК 621.879

ВЛИЯНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ШИН НА ВИБРОНАГРУЖЕННОСТЬ РАБОЧЕГО МЕСТА ОПЕРАТОРА

EFFECT OF TIRE DYNAMIC CHARACTERISTICS ON VIBRATION LOAD OF THE OPERATOR'S WORKPLACE

И. А. Тетерина, П. А. Корчагин, А. Б. Летопольский

Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет, г. Омск, Россия

I. A. Teterina, P. A. Korchagin, A. B. Letopolsky

Siberian Automobile and Highway University, Omsk, Russia

Аннотация. В статье рассмотрен актуальный вопрос - снижение вибронагруженности рабочего места оператора коммунальной машины, а именно правомерность использования элементов ходового оборудования в качестве элемента виброзащиты. Представлены результаты исследований, направленных на определение динамических свойств шин на вибронагруженность рабочего места оператора. Отражена расчетная схема, представляющая основу для проведения экспериментальных исследований. Представлена корреляционная зависимость жесткости шины от давления воздуха в ней, а также зависимость срока службы шин от ее внутреннего давления. Графически представлены результаты проведенных исследований, направленных на определение зависимостей изменения среднеквадратических значений виброускорения на раме, полу кабины и кресле оператора от коэффициентов жесткости шин колес дорожной коммунальной машины. Сделаны выводы о правомерности использования элементов ходовой части дорожной коммунальной машины в качестве элемента виброзащиты рабочего места оператора.

Ключевые слова: вибрация, виброзащита, дорожная коммунальная машина, давление, шина

DOI: 10.25206/2310-9793-7-1-176-181