Prospects of dynamic oscillations absorbers using in suspensions of tractor cabs


Cite item

Full Text

Abstract

Results of prospects investigation of dynamic oscillations absorbers using in suspensions of tractor cabs are described. Design of dynamic absorber is developed and patented. On the basis of calculation and experimental research, it is shown that in practice under all modes of moving of tractor unit, the cab springing system with dynamic absorbers ensures the best protection of operator position against vibration in comparison to systems with serial rubber vibration isolators.

Full Text

УДК 629.114.2.042.027 ТСМ № 11-2014 Перспективы использования динамических гасителей колебаний в подвесках тракторных кабин Канд. техн. наук А.В. Победин, д-ра техн. наук В.В. Шеховцов, М.В. Ляшенко, канд. техн. наук Н.С. Соколов-Добрев, инж. К.В. Шеховцов (ВолгГТУ, shehovtsov@vstu.ru), д-р техн. наук З.А. Годжаев (ВИМ) Аннотация. Описаны результаты исследования перспектив использования динамических гасителей колебаний в подвесках тракторных кабин. Разработано и запатентовано техническое решение динамического гасителя. На основе расчетно-экспериментальных исследований показано, что практически на всех режимах движения тракторного агрегата системой подрессоривания кабины с динамическими гасителями обеспечивается лучшая виброзащита рабочего места оператора, чем системой с серийными резиновыми виброизоляторами. Ключевые слова: трактор, кабина, система подрессоривания кабины, резиновые виброизоляторы, динамические гасители колебаний. В подвесках кабин отечественных тракторов используются резиновые и резинометаллические виброизоляторы [1, 2]. Для подрессоривания кабин тракторов семейств ДТ и ВТ производства ВгТЗ также применяются виброизоляторы из эластомера (рис. 1). Они дешевы, технологичны, не требуют регулировок в эксплуатации. Однако при создании машин новых поколений не уделялось внимания совершенствованию их конструкции и упругодемпфирующих характеристик - материал эластомера и конструкция виброизолятора остаются неизменными на протяжении всего времени производства машин [3-5]. По данным ряда исследований, их упругодемпфирующие свойства недостаточны для обеспечения комфортных условий работы оператора. В подвесках кабин современных зарубежных тракторов используются преимущественно пневматические и гидравлические упругие элементы и гасители колебаний с системами автоматического регулирования их упругодемпфирующих свойств [6]. Они обеспечивают комфортные условия работы оператора, но конструкционно они сложнее, а также дороже в производстве и эксплуатации. В данной работе описываются результаты исследования перспектив использования в подвесках кабин тракторов динамических гасителей колебаний, которые значительно дешевле зарубежных конструкций, но обеспечивают необходимую виброзащиту рабочего места оператора во всем диапазоне эксплуатационных нагрузок. Выполнены экспериментальные стендовые исследования статической и динамической жесткости репрезентативной партии виброизоляторов с целью получения информации об их упругодемпфирующих свойствах. Результаты показали, что их упругая характеристика близка к линейной, нелинейность наблюдается только в начале нагрузки и конце разгрузки. Установлено также, что даже при максимальной нагрузке их деформация не превышает 2 мм [1, 3, 5]. Такой упругий ход слишком мал для защиты оператора от низкочастотных колебаний. Для выявления действительной картины вибронагруженности рабочего места оператора трактора выполнена серия экспериментальных исследований с использованием оборудования фирмы Svan. В результате получены спектры частот виброперемещений, виброскоростей и виброускорений характерных точек остова, двигателя, кабины и сиденья на стоянке при работающем двигателе и при движении на 3-й передаче. Анализ частотного состава вибронагрузок свидетельствует о том, что их пиковые значения находятся в диапазоне от 1 до 13 Гц. Для теоретических исследований работы систем подрессоривания с использованием пакета «Универсальный механизм» создана пространственная модель трактора ВТ-100 (рис. 2, а), позволяющая анализировать совместную работу систем подрессоривания остова, двигателя, кабины и сиденья. Ее достоинство состоит в том, что она включает пространственную модель ходовой части (рис. 2, б), а во время движения указанным системам подрессоривания сообщается весь комплекс эксплуатационных кинематических и силовых возмущений со стороны ходовой части. Во время моделирования обеспечивается возможность выбора из встроенной библиотеки либо задания в диалоговом режиме параметров или характеристик опорного основания (грунта), профиля пути по виртуальным полигонам, включающим единичные и периодические неровности, а также неровности со случайным профилем, выбора или задания режима движения с разными скоростями по прямой, в режиме поворота либо по заданной траектории, с тяговой нагрузкой или без, с заданием параметров крутящего момента двигателя. С использованием модели выполнен ряд исследований процессов нагружения подвесок со штатными резиновыми виброизоляторами при движении трактора без тяговой нагрузки и с нагрузкой на 3-й и 7-й передачах по указанным полигонам, при этом получено более 100 цифровых осциллограмм. Их анализ показал, что на всех исследованных режимах движения низкочастотные колебания от рамы трактора проходят через подвеску кабины без гашения, а на некоторых частотах даже с усилением. Полученные результаты подтвердили выводы ряда исследователей [3-5] о недостаточных виброзащитных свойствах системы подрессоривания кабин тракторов семейств ДТ и ВТ со штатными резиновыми виброизоляторами. Анализ материалов монографии [7] показал, что у тракторов семейств ДТ и ВТ на вспашке, культивации и севе, т.е. на основных агротехнических операциях имеет место узкополосный спектр частот тяговых нагрузок, в котором наблюдаются ярко выраженные пики в диапазонах частот 3-3,5; 10-13; 14-16; 18-20 и 28-32 Гц. Сравнение этих данных с результатами выполненных экспериментальных исследований виброперемещений, виброскоростей и виброускорений характерных точек остова, двигателя, кабины и сиденья трактора ВТ-100 показало, что спектральным плотностям тяговых нагрузок с достаточной точностью соответствуют спектральные плотности колебательных нагрузок в системах подрессоривания остова и кабины. Для гашения колебаний с узкополосным спектром в машиностроении с успехом используются динамические гасители [8, 9]. В частности, они применяются для защиты от колебаний линий электропередачи, высотных зданий и сооружений, мостов, телевизионных антенн, печных труб и др. В связи с этим выполнен анализ возможностей и перспектив использования в системе подрессоривания кабины динамических виброизоляторов. Предложена и запатентована (п.м. 136110 РФ) схема динамического виброизолятора (рис. 3), у которого между подрессориваемой массой и основанием расположено три подвижных в осевом направлении массы с упругодемпфирующими элементами между ними. Массы и элементы виброизолятора образуют три локальных колебательных контура. Каждый из контуров настраивается на гашение колебаний с одной из трех доминирующих в спектре частот эксплуатационных воздействий в диапазоне от 0 до 20 Гц. Для этого инерционные и упругодемпфирующие параметры каждого локального контура подбирают так, чтобы их парциальные частоты соответствовали основным частотам спектра эксплуатационных воздействий. Согласно теории колебаний, при действии вибронагрузок с одной из этих частот колебания с высокой амплитудой совершает та подвижная масса, парциальная частота которой равна частоте воздействия, а подрессориваемая масса остается практически неподвижной [8]. При действии нагрузок с другими частотами колебания с высокими амплитудами совершают другие подвижные массы при почти неподвижной подрессориваемой. Для эффективного гашения колебаний в указанном диапазоне (0-20 Гц) нужно знать, какими должны быть инерционные и упругодемпфирующие параметры элементов каждого контура. Для этого создана программа в пакете MatLab, позволяющая с заданным шагом изменять эти параметры. Для каждого варианта сравниваются парциальные частоты и основные частоты эксплуатационного спектра. При этом величина подвижных масс и упругий ход элементов ограничиваются значениями 20 кг и 40 мм. Кроме того, определяется значение коэффициента связанности колебаний масс γ [10, 11]. Чем меньше этот коэффициент, тем лучше, т.е. заданную частоту вибронагрузки «отрабатывает» одна масса, а другие колеблются существенно меньше. В результате моделирования близкое соответствие получено по вторым и третьим частотам, по первой не получено, так как величина одной из масс при этом должна быть больше 20 кг. В итоге выбрано 25 конструкционно реализуемых вариантов, параметры двух лучших приведены в табл. 1. Таблица 1 Параметры отобранных конструкционно реализуемых вариантов № fп1 fп2 fп3 fп4 fc1 fc2 fc3 fc4 m1 m2 m3 m4 c1 c2 c3 c4 γ 1 8 13 30 161 1,22 13,02 30,02 163,62 7 6 2 200 22154 87697 73650 2021295 0,3577 25 7 15 30 101 1,82 15,02 30,02 95,82 18 14 20 200 47532 130194 2773677 955378 0,5582 Примечание: fпi - парциальная частота i-й массы, Гц; fсi - i-я основная частота спектра эксплуатационных воздействий, Гц; mi - i-я подвижная масса; сi - жесткость i-го упругого элемента виброизолятора, Н/м; γ - коэффициент динамической связанности колебаний масс. Для проверки эффективности таких гасителей в пакете «Универсальный механизм» созданы модели нагруженных приходящимся на них весом кабины штатного и динамического виброизоляторов (рис. 4) и выполнено исследование их работы на разных частотах [11]. Исследование показало, что штатный виброизолятор в диапазоне частот от 1 до 13 Гц не обеспечивает гашение, а в большинстве случаев даже усиливает колебательные процессы (табл. 2). Только начиная с 30 Гц обеспечивается уменьшение виброперемещений, скоростей и ускорений. Оба же варианта динамического демпфера начиная с 5 Гц обеспечивают существенно лучшую виброзащиту. Так, например, во втором варианте (табл. 3) на частотах 2, 5, 9, 13 и 30 Гц ускорение уменьшается соответственно на 20, 92, 96, 96 и 99 % [11]. Таблица 2 Результаты исследования штатного виброизолятора f, Гц Аосн, мм Ак, мм Vосн, мм/с Vк, мм/с aосн, мм/с2 ак, мм/с2 1 0,3 0,3 2 2 13 13 2 0,3 0,3 3,8 4 47 52 5 0,3 0,34 9 11 290 340 9 0,3 0,5 15 30 800 1600 13 0,3 1,2 21 100 1600 8000 30 0,3 0,05 40 12 8000 2000 Примечание: f - частота воздействий, Гц; Аосн - амплитуда основания, т.е. рамы трактора, мм; Ак - амплитуда кабины, т.е. подрессоренной массы, мм; Vосн и Vк - скорости перемещений рамы и кабины, мм/с; aосн и ак - ускорения перемещений рамы и кабины, мм/с2. Таблица 3 Результаты исследования динамического виброизолятора f Аосн Аm1 Аm2 Аm3 Аm4 Vосн Vm1 Vm2 Vm3 Vm4 aосн am1 am2 am3 am4 1 1 0,7 0,7 0,7 0,65 0,6 0,8 0,8 0,8 0,8 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 2 1 0,4 0,6 0,6 0,6 1,25 6 8 8 9 15 75 105 105 105 5 1 0,04 0,35 0,35 0,4 3 0,6 0,4 0,5 0,6 100 17 13 15 18 9 1 0,07 0,03 0,05 0,15 5,5 2 0,04 0,15 0,4 5,5 2 0,04 0,15 0,4 13 1 0,1 0,2 0,12 0,13 7 8 0,6 0,3 0,8 600 600 55 25 55 30 1 0,15 0,19 0,017 0,007 17 4 6 0,15 0,045 3200 560 790 26 38 Примечание: f - частота воздействий, Гц; Аmi , мм, Vmi , мм/с, и аmi , мм/с2, - амплитуда, скорость и ускорение виброперемещений i-й подвижной массы. Таким образом, расчетные исследования показали, что предложенный динамический гаситель по сравнению со штатным виброизолятором обладает существенно лучшими виброизолирующими качествами. Для опытной проверки виброизолирующих свойств подвески с динамическими виброизоляторами создана экспериментальная установка (рис. 5, а), моделирующая динамическую систему одной точки подвеса кабины, а для расчетной проверки - ее динамическая модель (рис. 5, б). Возбуждение колебаний в диапазоне 0-20 Гц осуществлялось инерционным нагружателем, связанным с качающимся рычагом стенда, имитирующим пол кабины. Во время испытаний на каждой частоте возбуждения с использованием оборудования фирмы Svan замерялись и записывались перемещения, скорости и ускорения колебаний пола кабины и подвижных масс, на основе чего построена серия амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) вертикальных и продольно-угловых ускорений кабины и сиденья с динамическими гасителями и без них [11]. Поскольку динамический виброизолятор обеспечивает наиболее эффективное гашение колебаний тогда, когда собственная частота колебаний его массы совпадает с собственной частотой колебаний подрессоренной массы и с частотой внешнего воздействия, основные экспериментальные и расчетные исследования эффективности виброизоляторов выполнены на этом резонансном режиме. Осуществлялась также видеозапись процесса, анализ которой показывает, что в режиме резонанса колебания массы виброизолятора и массы, имитирующей кабину, происходят в противофазе (рис. 6). За счет этого динамический гаситель снижает вибронагруженность кабины. Это подтверждается сравнением полученных расчетным и экспериментальным путями АЧХ колебательных систем кабины без динамического гасителя и с гасителем, настроенным на собственную частоту колебаний кабины (рис. 7). Анализ АЧХ свидетельствует о том, что в соответствии с расчетными данными в режиме резонанса использование динамических гасителей снижает вертикальные ускорения кабины на 40% (см. рис. 7, а), а в соответствии с экспериментальными данными - на 49% (см. рис. 7, б). Динамические демпферы с этими параметрами введены в модель подвески кабины, и выполнен тот же комплекс исследований, что и со штатными виброизоляторами. Для сравнения некоторые из осциллограмм для штатных и динамических виброизоляторов показаны на рис. 8 [11]. Сравнение всего комплекта полученных осциллограмм свидетельствует о том, что во всех рассмотренных случаях при установке динамических виброизоляторов вертикальные и продольно-угловые ускорения кабины и сиденья снижаются (рис. 9). При этом [11]: - вертикальные ускорения сиденья на частоте 2 Гц снижаются в 1,5 раза; 3 Гц - в 3,5 раза; 10 Гц - в 4 раза; - вертикальные ускорения кабины на частоте 4 Гц снижаются в 1,7 раза; 7 Гц - в 2,5 раза; 11 Гц - в 8,4 раза; 17 Гц - в 9,6 раза; 18 Гц - в 10 раз; - продольно-угловые ускорения кабины и сиденья на частоте 3 Гц снижаются в 2,5 раза; 5 Гц - в 2,8 раза; 11 Гц - в 3,6 раза; 14 Гц - в 4,9 раза; 17 Гц - в 8 раз. Выводы Результаты расчетно-экспериментальных исследований показывают, что виброзащитные свойства системы подрессоривания кабины трактора с динамическими гасителями оказываются существенно выше в диапазоне вынужденных частот эксплуатационных воздействий. Практически на всех режимах движения тракторного агрегата этой системой обеспечивается лучшая виброзащита рабочего места оператора, чем системой с серийными резиновыми виброизоляторами.
×

About the authors

A. V Pobedin

Volgograd State Technical University

V. V Shekhovtsov

Volgograd State Technical University

Email: shehovtsov@vstu.ru

M. V Lyashenko

Volgograd State Technical University

N. S Sokolov-Dobrev

Volgograd State Technical University

K. V Shekhovtsov

Volgograd State Technical University

Z. A Godzhayev

All-Russian Research Institute of Agricultural Mechanization

References

  1. Победин А.В. и др. Стендовое оборудование для испытания виброизоляторов кабины трактора // Тракторы и сельхозмашины. - 2012, №7.
  2. Шеховцов В.В. и др. Технические решения упруго-демпфирующих устройств подвески кабины трактора // Международный научно-исследовательский журнал. - 2013, №7, ч. 2.
  3. Ляшенко М.В. и др. Лабораторная установка для испытаний виброизоляторов // Вестник Академии военных наук. - 2011, №2 (спецвыпуск).
  4. Шеховцов К.В. и др. Подрессоривание кабин тракторов с использованием динамических гасителей колебаний // Известия ВолгГТУ. Сер. Наземные транспортные системы. - 2013, №10. - Вып. 6.
  5. Карамышкин В.В. Динамическое гашение колебаний. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1988.
  6. Кузнецов Н.Г. Стабилизация режимов работы скоростных машинно-тракторных агрегатов: Монография. - Волгоград: Волгоградская ГСХА, 2006.
  7. Шеховцов В.В. и др. Экспериментальное определение характеристик виброизоляторов кабины трактора // Международный научно-исследовательский журнал. - 2013, №7, ч. 2).
  8. Коренев Б.Г., Резников Л.М. Динамические гасители колебаний: Теория и технические приложения. - М.: Наука, 1988.
  9. Волошин Ю.В. Применение систем подрессоривания в зарубежных тракторах // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2000, №2.
  10. Shehovtsov V. et al. Influence of elements dynamic cohesiveness in power shafting on torsional vibrations spreading and dynamic equality of reducible model // Mechanika (Kaunas). - 2014, vol. 20, №2.
  11. Шеховцов К.В. Снижение уровня вибронагруженности рабочего места оператора трактора за счет применения динамических гасителей колебаний в системе подрессоривания кабины: Автореф. дис. ... канд. техн. наук. - Волгоград: ВолгГТУ, 2014.

Copyright (c) 2014 Pobedin A.V., Shekhovtsov V.V., Lyashenko M.V., Sokolov-Dobrev N.S., Shekhovtsov K.V., Godzhayev Z.A.

Creative Commons License
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 International License.

This website uses cookies

You consent to our cookies if you continue to use our website.

About Cookies