Simulation of the formation of vibration loading of operator workplace of industrial tractor

Full Text

Введение Наряду с обеспечением основных технических характеристик промышленных тракторов важно выполнение эргономических требований, в частности санитарных норм по вибрации на рабочем месте оператора. Традиционно контроль обеспечения санитарных норм реализуется на этапе проведения сертификационных испытаний новых и модернизируемых изделий, когда доводочные мероприятия требуют значительных временных и материальных затрат. Цель исследования Предпринята попытка разработать методику, позволяющую на ранних этапах проектирования и стендовых испытаний отдельных агрегатов оценивать вклад различных источников вибраций и вводить в проект соответствующие конструкторские решения. Методика базируется на предположении о независимости воздействий различных источников на рабочее место оператора и реализуется в следующей последовательности: - выделение потенциально опасных источников вибрационного воздействия на корпус проектируемого изделия со стороны силовой установки и других сопутствующих агрегатов, а также со стороны внешней среды через ходовую часть и рабочие органы; оценка уровня и частотного состава каждого из выделенных источников; - разработка компьютерных моделей, раздельно описывающих процессы прохождения входного сигнала по вибрационному каналу, включающему: источник - корпус - кабину - кресло - тело оператора; - разработка методами параметрического прогноза эффективных конструкторских мероприятий для обеспечения нормативных требований по вибрации. Материалы и методы В качестве примера рассматривается задача, в которой источником колебаний служит вибровозбуждение со стороны гусеничного движителя трактора. В работах [1-3] выявлен механизм зарождения колебаний в виде случайного процесса, обусловленного перекатыванием опорных катков по гусеничной цепи, лежащей на податливом грунтовом основании. На рис. 1 приведены результаты тестовых испытаний трактора Т-170, в ходе которых регистрировались процессы изменения вертикальных ускорений в зоне крепления кресла оператора при следующих условиях: опыт №1 - трактор неподвижен при работающем двигателе; опыт №2 - трактор движется на I передаче. Из анализа приведенных результатов следует очевидный вывод о том, что в опыте №1 уровень и частота вибрационного воздействия определяются только работой двигателя (~20 Гц), а в опыте №2 - явно выраженной низкочастотной составляющей, обусловленной чередованием траков в опорной ветви (2-4 Гц), и сопутствующей высокочастотной составляющей от двигателя. Значимость учета низкочастотного вибровозбуждения определяется следующими обстоятельствами: - по данным медико-биологических исследований [4-6], резонансные частоты для различных частей тела человека (голова, грудная клетка, позвоночник, поясничный отдел, руки, ноги) находятся в диапазоне 2-14 Гц, что отображено в санитарных нормах в виде предельных значений допускаемых ускорений (рис. 2); - выбор упруго-вязких характеристик средств виброзащиты базируется на принципе отстройки систем от резонансов, однако реализация этого подхода применительно к низкочастотному возбуждению неприемлема, так как снижение жесткости системы подрессоривания кабины приводит к ухудшению условий работы оператора в связи с раскачиванием кабины, трудностями обзора и управления тракторным агрегатом при движении по большим неровностям. В качестве примера на рис. 3 приведен фрагмент частотного спектра, полученного при испытаниях трактора Т-11, на котором установлены сменяемые гидроопоры кабины немецкой фирмы Simrit. Показания датчиков ускорений, размещенных на корпусе трактора и кабине, демонстрируют, с одной стороны, факт значительного снижения уровня вибрации на кабине в интервале частот свыше 30 Гц, с другой, сохранение пика в низкочастотной области. На первом этапе реализации методики выполнено определение количественных характеристик входного вибрационного процесса путем регистрации функций изменения во времени углов поворота между соседними траками при движении машины на различных передачах по дорогам с характерными покрытиями: суглинистый грунт, жесткая проселочная дорога, карьер с разборным каменистым грунтом. Первичный анализ выявил случайный характер изменения максимумов процесса и частоты их чередования, что отображает сложный механизм взаимодействия опорной поверхности звеньев гусеницы с податливым грунтом в моменты прохождения стыков, с одной стороны, и вариации скорости, с другой. Статистическая обработка полученной информации позволила представить кинематическое воздействие на корпус трактора со стороны гусеничного движителя в виде стационарных узкополосных случайных процессов, средние квадратические значения которых для различных грунтовых фонов равны: м для суглинка; м для жесткой дороги; м для карьера. При этом функции спектральных плотностей названных процессов имеют пиковые значения частоты на I, II и III передачах в интервалах соответственно 1,3-2,8; 2,2-3,9; 3,5-5,8 Гц. Наиболее значимый этап методики - создание математической модели, описывающей процесс прохождения входного сигнала по исследуемому вибрационному каналу. Основные исходные положения модели: 1) Объект исследований представляется в виде дискретной линейной системы, совершающей колебания в продольной плоскости. Отрыв опорных катков от гусеницы отсутствует. 2) Входной процесс ограничивается низкочастотным кинематическим воздействием в диапазоне 2-12 Гц, обусловленным чередованием звеньев гусеницы при движении трактора в транспортном режиме по ровному податливому основанию. С точки зрения виброзащиты оператора это ограничение связано с совпадением рассматриваемого интервала с диапазоном основных резонансных частот наиболее важных частей тела человека. При этом отмечается, что выполнение санитарных норм по вертикальным ускорениям в названном диапазоне частот представляет наибольшую трудность при проведении сертификационных испытаний. 3) В связи со значительным отличием массовых характеристик корпуса и кабины от массы кресла с оператором целесообразно применить принцип декомпозиции модели, позволяющий систему «ходовая часть - корпус - кабина» описывать системой связанных дифференциальных уравнений, результаты реализации которой в последующем рассматриваются в качестве входного процесса на основание кресла оператора. На рис. 4 приведена расчетная схема, предусматривающая возможные варианты конструкций ходовой системы промышленных тракторов, например листовую рессору (Т-130), жесткую поперечную балку (Т-170), индивидуальное подрессоривание опорных катков (ДЭТ-250). Система уравнений математической модели имеет вид: ; ; ; ; , где Сi - жесткость подрессоривания катков, i = 1…6; С7, µ7 - жесткость и коэффициент демпфирования рессоры; С8, µ8, С9, µ9 - жесткости и коэффициенты демпфирования гидроопор кабины; Скр, µкр - жесткость и коэффициент демпфирования подвески кресла; li - расстояние от оси ведущего колеса до i-го катка, i = 1…6; Lтел, Lкорп, Lкаб - расстояния от оси ведущего колеса до центров тяжести гусеничной тележки, корпуса и кабины трактора; Lрес - расстояние от оси ведущего колеса до рессоры; l7, l8 - расстояния от центра тяжести кабины до гидроопор; l9, l10 - расстояния от оси ведущего колеса до гидроопор. Дополнительно используется уравнение связи, отображающее шарнирное соединение корпуса и тележки, которое учтено при составлении указанной системы уравнений. Реализация системы уравнений выполнена методом статистической динамики с использованием спектральной теории подрессоривания многоопорных транспортных машин [7, 8]. Результаты и их обсуждение Результаты расчетных исследований представляются в виде комплекса частотных передаточных функций, отображающих распределение резонансных частот угловых и вертикальных колебаний отдельных элементов системы. На рис. 5 в качестве примера показаны передаточные функции для трактора Т-11, отображающие спектральную картину системы «гусеничная тележка - корпус - кабина - кресло оператора» при движении по суглинистому грунту на I передаче. Результаты расчета показывают, что в исследуемом частотном интервале 2-12 Гц проявляются следующие собственные частоты системы: вертикальные колебания кресла ~2 Гц; угловые колебания корпуса ~4 Гц; вертикальные колебания кабины ~8 Гц; угловые колебания кабины ~9 Гц; вертикальные колебания корпуса ~11 Гц. Анализ и сопоставление передаточных функций указывают на преимущественное влияние на низкочастотное вибронагружение исследуемой системы вертикальных колебаний корпуса и кабины, что объясняется рядом обстоятельств: - движение трактора при моделировании рассматривается на участках с ровной поверхностью; - балансирная балка, соединяющая гусеничную тележку с корпусом, обладает высокой жесткостью; - воздействие на трактор представляет собой импульсную нагрузку, равномерно распределенную по опорной поверхности трактора. Практическая значимость расчетных исследований выражается в возможности выделять спектральный состав и количественно оценивать влияние характеристик элементов системы на уровень нагруженности вибрационного канала. Заключение В настоящее время с использованием модели функционирования вибрационного канала проводятся исследования, в которых на основе результатов параметрического прогноза разрабатываются практические рекомендации по отстройке системы от резонансов путем корректирования характеристик подрессоривания кабины и кресла. Также рассматривается возможность введения ряда конструкционных решений. В последующей публикации будут представлены результаты стендовых и полевых испытаний, позволивших при моделировании обосновать вид и значение динамических характеристик элементов виброзащиты для трактора Т-11 и проверить адекватность модели путем сопоставления расчетных и экспериментальных данных.

About the authors

I. Ya Berezin

South Ural State University

DSc in Engineering Chelyabinsk, Russia

Yu. O Pronina

South Ural State University

Email: proonina@mail.ru
Engineer Chelyabinsk, Russia

V. N Bondar'

South Ural State University

PhD in Engineering Chelyabinsk, Russia

L. V Vershinskiy

Chelyabinsk Tractor Plant - URALTRAC, LLC

Email: verchinskiy_l@shtz.ru
PhD in Engineering Chelyabinsk, Russia

P. A Taranenko

South Ural State University

PhD in Engineering Chelyabinsk, Russia

References

Supplementary files