СОДЕРЖАНИЕ
стр.
ВВЕДЕНИЕ..........................................................4
Глава 1 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА.........................................9
1.1 Основные направления и подходы решения проблем виброзащиты 9
1.2 Анализ динамических свойств пассивных и управляемых виброзащитных систем ............................................23
1.3 Обзор методов исследования нелинейных систем ................37
1.4 Выводы. Цель и задачи исследования...........................45
Глава 2 ОСНОВЫ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА КОМПЕНСАЦИОННЫХ ВОЗДЕЙСТВИЙ В СИСТЕМАХ ВИБРОЗЛЩИТЫ...............................47
2.1 Одновременное действии кинематического и силового возмущений 47
2.2 Оптимизация ступенчатого, противофазного силового возмущения
по критерию виброзащиты..........................................54
2.3 Колебания виброзащитной системы при прерывистом
силовом возмущении...............................................58
2.4 Выбор и обоснование алгоритмов работы упругого звена прерывистого действия............................................64
2.5 Выводы по второй главе.......................................67
Глава 3 ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ ВИБРОЗАЩИТНОЙ СИСТЕМЫ С УПРУГИМ ЗВЕНОМ ПРЕРЫВИСТОГО ДЕЙСТВИЯ............................................69
3.1 Базовые модели с механизмом переключения жесткости
несущего и дополнительного упругих звеньев.......................69
3.2 Соотношения, определяющие процесс работы механизма переключения жесткости...........................................72
3.3 Аналитические расчеты и моделирование колебаний базовых моделей ..75
3.3.1 Основные расчетные зависимости для анализа динамических свойств базовых моделей .........................................75
3.3.2 Моделирование колебаний при гармоническом возмущении.......79
3.3.3 Переходные процессы в условиях ударных нагрузок..............102
3.4 Выводы по третьей главе....................................... 105
Глава 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ............................108
4.1 Конструктивные схемы базовых моделей и опытного образца амортизатора прерывистого действия.................................108
4.2 Описание конструкции и работы лабораторной установки «механический осциллятор» (макет виброзащитной системы
с упругим звеном прерывистого действия) ...........................132
4.3 Результаты испытаний лабораторной установки «механический осциллятор» (макет виброзащитной системы
с упругим звеном прерывистого действия)............................138
4.4 Результаты натурных испытаний амортизатора
прерывистого действия и их анализ..................................142
4.5 Выводы по четвертой главе......................................148
ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ .................................... 149
литер АТУ РА.......................................................151
ПРИЛОЖЕНИЯ.........................................................171
Приложение 1 Патенты Российской Федерации..........................171
Приложение 2 Программа для решения системы уравнений (3.11), (3.16)
и расчета коэффициента динамичности................................175
Приложение 3 Программа численного интегрирования
дифференциального уравнения (3.23).................................176
Приложение 4 Акты передачи результатов диссертационной работы .....177
Приложение 5 Акт о внедрение в учебный процесс результатов
диссертационных исследований .....................................179
Приложение 6 Справка о внедрение результатов
научно-исследовательской работы....................................181
Приложение 7 Акт о проведении сравнительных испытаний
по оценке вибрационной нагрузки на оператора автогрейдера..........182
Приложение 8 Диллом ВВЦ............................................186
4
ВВЕДЕНИЕ
В современных рыночных условиях хозяйствования внедрение высокопроизводительных мобильных машин технологического назначения во многом зависит от эффективности применяемых средств виброзащиты.
Используемые в настоящее время виброзащитные системы не всегда обеспечивают качественную защиту машин, приборов и аппаратуры, а также человека-оператора от внешних механических воздействий. Трудности и проблемы виброзащиты, прежде всего, предопределены случайным характером и разнообразием этих воздействий по показателям амплитудно-частотной и фазовой модуляции. Кроме этого, устройства виброзащитной техники, включаемые в состав виброзащитных систем по своим свойствам и реализуемым характеристикам не всегда отвечают установленным критериям и требованиям. Данные устройства должны адекватно реагировать на внешние воздействия и поддерживать оптимальный, в соответствии с принятым критерием качества виброзащиты, процесс формирования компенсационных воздействий. Это полностью относится к таким необходимым устройствам виброзащитной техники как упругие звенья.
Развиваемые упругим звеном восстанавливающие силы определяют составную часть результирующего компенсационного воздействия, которое формируется в совокупности с диссипативными и инерционными силами при работе управляемых или «пассивных» структур с упругодемпфирующи-ми и инерционными звеньями.
При «пассивном» варианте исполнения упругодемпфирующих звеньев в серийно выпускаемых сиденьях и подвесках мобильных машин улучшение их антирезонансных и противоударных свойств достигается при использовании управляемых демпферов и упругих звеньев с переключаемой (управляемой) жесткостью.
Данная концепция отражена в ряде известных публикаций и определяет перспективы научных и прикладных исследований по проблеме демпфи-
5
рования и гашения колебаний.
Известно, что виброзащитные системы с постоянными параметрами уп-ругодемпфирующего звена являются механическими фильтрами и неизбежно усиливают уровень колебаний защищаемого объекта на резонансных частотах. Улучшение динамических свойств таких виброзащитных систем обеспечивается, если параметры жесткости изменяются в соответствии с изменениями мгновенной амплитуды, частоты и фазы внешнего воздействия. Законы изменения параметров жесткости устанавливаются на основе теории оптимального управления и, как правило, определяют способы виброзащиты, для реализации которых не требуется использовать мощные внешние источники энергии.
Но принятой классификации здесь противопоставляются прямое (активное) и непрямое (косвенное) управления. Для последнего характерно то, что компенсационное воздействие (восстанавливающая сила) формируется в результате периодических переключений параметров соответствующего устройства (упругого звена). Прямое управление непосредственно отождествляется с компенсационным воздействием и является эталонным для случая непрямого управления, если мощность внешнего источника энергии ограничена и, как следствие, поддерживается релейный режим переключений и скачкообразное изменение направления действия и величины компенсационного воздействия.
В рамках непрямого управления адекватное формирование восстанавливающих сил по принципу «активного воздействия» обеспечивается при использовании упругих звеньев с переключаемой жесткостью, реализующих процесс скачкообразного изменения жесткости.
Основополагающие теоретические работы по исследованию колебаний механических систем с управляемой жесткостью опубликованы в конце 80 начале 90 годов. В эти же годы разработаны и испытаны первые амортизаторы прерывистого действия.
Анализ научно-технической литературы по данной тематике, а также материалов латентного поиска по виброзащитным устройствам с управляе-
6
мой жесткостью, позволил заключить, что дальнейшее совершенствование виброзащитных систем с упругим звеном прерывистого действия (амортизаторов прерывистого действия) не возможно без решения ряда теоретических и прикладных задач виброзащиты. Эти задачи связанны в первую очередь с выбором оптимальных алгоритмов переключений и параметров жесткости, а также с возможностью обеспечения ступенчатого прерывистого режима работы упругого звена.
Информационное обеспечение непрямого управления является полным, если отслеживаемые компоненты состояния системы позволяют однозначно определить и реализовать алгоритм (условия) переключений жесткости. Как правило, для оптимизации процесса колебаний в соответствии с принятым критерием качества виброзащиты необходимо отслеживать компоненты состояния системы не только в относительном, но и в абсолютном движении.
В случае кинематического возмущения получение информации об абсолютном движении системы и ее последующая обработка в реальном масштабе времени осуществляется на основе электронных средств слежения и преобразования исходных сигналов. Однако чтобы обеспечить оптимальный процесс работы упругого звена в режиме «включить-выключить» достаточно использовать информацию только о смене ряда априорных ситуаций колебательного процесса. Если данные априорные ситуации выражаются через компоненты состояния системы в относительном движении (в виде неравенств), то это позволяет воспроизводить переключения жесткости по опорным сигналам, т.е. использовать актуализированные свойства, заложенные в самой конструкции амортизатора прерывистого действия, и обходиться тем самым без электронных средств слежения.
Поскольку компенсационное воздействие, развиваемое упругодемпфи-рующим звеном, оптимально, если изменяется во времени по релейному закону (ступенчато и прерывисто), то необходимо обеспечить ступенчатое из-
7
менение восстанавливающей силы и прерывистый режим работы упруго-демпфирущего звена. Причем, оптимальный закон изменения восстанавливающей силы во времени непосредственно связывается с принятым алгоритмом переключений жесткости.
Применение управляемого амортизатора с дополнительным позиционируемым упругим звеном позволяет реализовывать оптимальный процесс скачкообразного изменения жесткости. Если принять, что дополнительное упругое звено амортизатора предварительно деформировано, а его фиксация в данном положении посредством неудерживающих связей (ограничителей) определяет процедуру позиционирования, то фактически оптимальные параметры жесткости обеспечиваются только за счет работы амортизатора в релейном режиме «включить-выключить».
Исходя из вышеизложенного, исследование динамических свойств виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия является актуальным и представляет научный и практический интерес.
В диссертации приведены результаты исследования динамики трех базовых моделей виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия. Данные модели позволяют реализовать способ скачкообразного изменения жесткости посредством амортизаторов с переключаемой жесткостью несущего и дополнительного упругих звеньев.
Исследования проводились в рамках принятого в Орловском государственном техническом университете научного направления «Динамика, прочность машин и силовой гидропривод», а также в соответствии с про-граммой Министерства образования и науки Российской Федерации «Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники» (подпрограмма «Производственные технологии»), проект «Совершенствование методов расчета и конструирования колебательных систем с непрямым импульсным управлением: проектирование управляемого упруго-демпфирующего звена сиденья автогрейдера» (2000-2002).
Научная новизна:
1. Разработана методика расчета рациональных параметров компенсационного воздействия, формируемого упругим звеном прерывистого действия по принципу активных систем;
2.Теоретически обоснованы три базовых модели виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия, которые обеспечивают существенное снижение вибрационной нагрузки на защищаемый объект;
3. Определены предельные антирезонансные и противоударные свойства базовых моделей;
4. Установлена область изменений переключаемых параметров жесткости упругого звена прерывистого действия, при которых достигается монотонное уменьшение амплитудно-частотной характеристики и проявляются уникальные антирезонансные и противоударные свойства.
На защиту выносятся:
1.Теоретически обоснованные положения о необходимости применения упругого звена прерывистого действия в системах виброзащиты человека -оператора мобильных машин технологического назначения;
2. Методика расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия, формируемого упругим звеном;
3. Обоснованные алгоритмы переключения жесткости упругого звена, устраняющие резонансные явления без ухудшения показателей качества виброзащиты в до - и зарезонансной областях частот;
4. Предложенные технические решения по конструкции амортизатора прерывистого действия, рекомендуемые к использованию в подвесках сидений мобильных машин технологического назначения.
9
Глава 1 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА
1.1 Основные направления и подходы решения проблем виброзащиты
Изучению проблем, связанных с виброзащитой машин, приборов и аппаратуры, а также человека-оператора от внешних механических воздействий уделяется большое внимание, как в нашей стране, так и за рубежом. Особое место отводится исследованиям динамических свойств виброзащит-ных систем, от которых во многом зависят производительность машин и оборудования, стабильность протекания технологических режимов, условия работы операторов транспортных средств.
На динамические свойства виброзащитных систем существенное влияние оказывают процессы диссипации колебательной энергии, и, в этом плане, применение упругодемпфирующих звеньев является необходимым условием достижения положительных результатов виброзащиты.
В научных исследованиях уделяется большое внимание теории, методам расчета и обоснованию оптимальных режимов работы упругодемпфи-рующих звеньев в составе систем виброзащиты.
Известны общетеоретические работы A.B.Синева /1/, К.В.Фролова /2/,
Н.В.Бугенина /3/, С.П.Тимошенко /4/, Я.Г.Пановко /5/, В.Л.Бидермана /6/, М.З.Коловского /7/, Фурунжиева Р.И. /8/ и многих других ученых, в которых достаточно полно изучены колебания механических систем с линейными уп-ругодемпфирующими звеньями в случае детерминированных внешних возмущениях (силовом и кинематическом).
Значительное место в работах М.Ф. Диментберга /9/, В.А. Светлицкого /10/, Б.П. Макарова /11/, В.Б. Ларина /12/, В.В. Болотина /13/, отводится изучению свойств систем виброзащиты при случайных колебаниях. Исследования, проведенные в данной области, расширили круг традиционно решаемых задач (выбросы и оценки надежности, устойчивость при наличии флуктуаций и т.п.) и способствовали совершенствованию математических методов клас-
10
сической теории колебаний (метод статистической линеаризации, спектральный анализ на основе интегрального преобразования Фурье и т. п.).
Непосредственное влияние на становление теории оказывают запросы практики. Здесь следует особо подчеркнуть роль прикладных задач виброзащиты, связанных с обеспечением нормальных условий труда человека - оператора на транспорте. Специфика и динамические особенности функционирования мобильных машин и систем защиты человека - оператора рассматриваются в работах В.Я. Аниловича/14/, А.Ю. Хачатурова/15/, К.В. Фролова /16/, Б.И. Турбина /17/, A.A. Силаева /18/, Н.И. Иванова /19/. Авторы, исследуя спектральный состав колебаний мобильных машин, доказывают малую эффективность используемых в настоящее время амортизаторов остова ряда машин технологического назначения, а также подвесок сидений с постоянным демпфированием. Отмечается, что наряду с кинематическим перемещением остова, подвеска сиденья воспринимает сопутствующее силовое возмущение, зависящее от динамики тела человека и вторичных проявлений, вызываемых рефлекторными реакциями. Данные обстоятельства определяют «жесткие» условия ее работы и не позволяют реализовывать известные способы пассивной виброзащиты. Тем самым, очевидно, прослеживается определенная тенденция перехода от пассивных виброзащитных устройств к управляемым устройствам упругодемпфирующих звеньев в системах виброзащиты.
Анализ научно-технической и патентной литературы показывает, что дальнейшее развитие устройств виброзащитной техники происходит в направлении совершенствования классических схем виброзащиты, реализуемых на пассивных упруговязких и инерционных элементах, разработки устройств с параметрическим управлением и активных средств виброзащиты.
Виброзащитные устройства на пассивных неуправляемых элементах просты по конструкции, наиболее распространены в практике. Они могут состоять из одного упругого элемента, упругого элемента с демпфером (см. рисунок 1.1), комбинации упругих элементов, демпфера и инерционных масс.
]|
Общеизвестно о противоречиях, возникающих при проектировании таких устройств. В первую очередь это касается выбора габаритов.
оспование
Рисунок 1.1 - Классическая схема «пружина-демпфер»
Пассивные системы виброзащиты, обеспечивая снижение вибрации в зарезонансной зоне, должны иметь при низкочастотном возмущении 1-3 Гц динамический ход подвески не менее 276 мм /20/. Естественно, что подвеска с таким ходом создаст определенные неудобства в управлении машиной. Кроме того, при широкополосных по частоте вибровоздействиях диссипативные свойства подвески (при постоянном относительном демпфировании 0,3-0,35 для унифицированного тракторного сиденья и 0,47 или 0,68 для унифицированного сиденья дорожно-строительных машин) не позволяют избежать резонансных явлений.
Совершенствование серийно выпускаемых сидений и разработка опытных образцов новых сидений отражает одно из основных научных направлений и различные подходы решения проблем виброзащиты.
В работах /21, 22/ отмечается, что эффективную низкочастотную виброизоляцию можно ожидать на сиденьях, подвеска которых имеет собственную частоту колебаний менее 1 Гц. Достижение столь малой собственной частоты обеспечивается системами с «квазинулевой жесткостью» различны-
12
ми техническими средствами. Создание подвесок, жесткость которых при нейтральном положении близка к нулю, а при отклонении от нейтрального положения возрастает, позволило решить проблему габаритов виброзащит-ного устройства и защиты оператора от вибрационных возмущений малой амплитуды во всем диапазоне частот. На рисунке 1.2 изображен ряд принципиальных схем и статических характеристик подвесок сидений с «квазинуле-вой жесткостью».
а
Рисунок 1.2 - Принципиальные схемы подвесок с «квазинулевой жесткостью»
Наличие на графиках статических характеристик участков с нулевой жесткостью и прогрессирующего изменения усилия при смещении подвески из нейтрального положения позволяет исключить применение упругих ограничителей хода, а в ситуациях близких к пробою подвески, значительно сни-
13
зить нагрузки на оператора. Несмотря, на высокую эффективность виброизоляторов с «квазинулевой жесткостью», их применение сдерживается из-за большой чувствительности к изменению как параметров самого виброизолятора, так и изменению веса и наклона защищаемого объекта. Кроме этого, участок характеристики нулевой жесткости ограничен, энергоёмкость виброизолятора в пределах этого участка невысока, последнее не позволяет воспринимать воздействия в виде скачка скорости.
Другое направление в области создания эффективных подвесок сидений на пассивных элементах связано с разработкой систем, обеспечивающих амплитудные провалы на заданной частоте. Достигается это посредством введения в их структуру специальных механизмов, формирующих дополнительные связи. Особое внимание уделяется эффектам, возникающим при использовании механизмов преобразования движения инерционного типа/16, 23-26/.
На рисунке 1.3 показаны схемы подвесок с механизмом преобразования движения, обеспечивающим инерционное воздействие на объект пропорционально разности ускорений подвижной части сиденья и основания. Упругие силы пружины компенсируются на определенной частоте силами инерции дополнительной массы и наблюдается эффект динамического гашения колебаний. Такие устройства используют как антивибраторы для отдельных частотных составляющих вибровоздействий. Результаты испытаний, приведенные в работе /25/, показывают, что подвеска с механизмом преобразования движения в 2-3 раза эффективней подвески спроектированной по схеме «пружина-демпфер». Однако, недостатки присущи и этим устройствам. Прежде всего, они заключаются в их громоздкости при ограниченном частотном диапазоне эффективной работы. Создание же управляемых и всережимных систем подобного типа сдерживается отсутствием соответствующей теории.
14
Рисунок 1.3 - Схемы подвесок с механизмом преобразования движения
15
Компромисным решение задачи виброзащиты может служить комбинация упругих и демпфирующего элементов, включенных по схеме Зенера, называемая релаксационной подвеской /27-29/. Демпфирующий элемент в этой схеме включен через дополнительный упругий элемент (см. рисунок
1.4). Подвеска релаксационного типа имеет два упругих элемента и демпфер (амортизатор). Один упругий элемент (с2) расположен между корпусом и
демпфером (Ь), образуя с ним релаксационный блок.
Другой упругий элемент (с,) соединяет объект защиты и источник возмущения параллельно релаксационному блоку и выполняет ту' же роль, что и в простейших подвесках, выполненных по «классической схеме» (см. рисунок 1.4а).
Рисунок 1.4 - Релаксационная подвеска (а) и её эквивалентная схема (б)
Описание релаксационной подвески посредством введения специаль-
£
ного параметра г = —, имеющего собственную размерность, обоснованно в
Ь
случае использования в конструкции подвески физически неразделимого и, условно, невесомого узла «демпфер Ь - пружина с2». Такие элементы при-
16
меняются в подвеске катков некоторых легких гусеничных машин (см. рисунок 1.5 а, в), а также в демпферах для дорожно-строительной техники (см. рисунок 1.5 б).
а)
Объект / защиты m
Источник
б)
в)
Рисунок 1.5 - Конструкции релаксационной подвески
Как показывают исследования /30/, даже при оптимальном выборе параметров релаксационной подвески на высоких частотах она проигрывает по виброизоляции упругому элементу без демпфера, а в резонансной полосе частот удовлетворительный результат достигается за счет существенного повышения жесткостных параметров подвески.
С развитием математических методов многопараметрической оптимизации стало возможным решение задач проектирования управляемых (оптимальных) виброзагцитных систем, удовлетворяющих выбранным критериям оценки качества их работы. Благодаря трудам H.H.Болотника /31/, В.А.Троицкого /32/, A.B. Синева /33/ и ряда других авторов в настоящее время выявлены принципиальные возможности управляемых систем в области достижения минимальных уровней колебаний на рабочем месте водителя транспортных средств.
Объект защиты
Источниквибрации
- Київ+380960830922