Совершенствование системы виброзащиты операторов промышленных тракторов

Введение. Наряду с необходимостью повышения функциональных характеристик проектируемых изделий, важной является проблема выполнения ряда эргономических требований, в частности, установленных санитарных норм по вибрационной безопасности обслуживающего персонала. Результаты натурных испытаний промышленных тракторов [1–3] позволили установить преимущественное влияние значительного по величине и непрерывно действующего низкочастотного случайного возбуждения в интервале 2–14 Гц, а также выявить источник колебаний, механизм которого обусловлен процессом перекатывания жестких опорных катков по звеньям гусеничной цепи, лежащей на податливом грунтовом основании. Отмеченное явление характерно для конструкции ходовой системы и условий работы промышленного трактора [4, 5]. Проблема обеспечения вибробезопасности операторов усугубляется тем, что по данным медикобиологических исследований, в названном диапазоне располагаются резонансные частоты важных органов тела человека [6–8]. В связи с этим для более подробного исследования влияния вибрации на тело оператора может быть использован специальный манекен [9, 10].

Как показывает опыт отрасли тракторного машиностроения, контроль выполнения нормативных требований [11] по виброзащите операторов традиционно проводится на заключительном этапе при сертификации вновь создаваемых и модернизируемых изделий, когда реализация доводочных мероприятий сопряжена со значительными временными и материальными затратами.

В связи с этим актуальной является задача разработка расчетной методики, позволяющей на ранних этапах проектирования трактора оптимизировать систему виброизоляции рабочего места оператора с целью выполнения нормативных требований [12].

В предлагаемой публикации приводится описание подхода к реализации актуальной эргономической задачи обеспечения виброзащиты оператора промышленного трактора в области наиболее неблагоприятного низкочастотного вибрационного воздействия со стороны гусеничного движителя. Подход включает моделирование случайного процесса зарождения и прохождения кинематического внешнего воздействия по вибрационному каналу «источник – корпус трактора – кабина – виброзащитное кресло – тело оператора» и разработку методами параметрического анализа эффективных конструкторских решений на стадиях выполнения проектных работ.

Математическая модель. На основе обоснованных исходных допущений разработана математическая модель процесса вибрационного нагружения элементов трактора с полужесткой подвеской [13] в виде дискретной системы связанных дифференциальных уравнений (рис. 1).

M КОРП ( ^ZОCИ + g + ^LКОРH ^ф КОРП ) + ^МТЕЛ ( ^ZОCИ + g + ^LТЕЛ ^ф ТЕЛ ) +

n

+ ^ С j ( ^ZGCИ - h j + l j ^ф ТЕЛ ) + ^С8 ^{( Z}GCИ - Z КАБ + l 7 ^ф КАБ + l 9 ^ф КОРП ) + j = 1

n

+ C 9 ⁽ Z GCH - Z КАБ - l 8 ^ф КАБ + ¹ 10 ^ф КОРП ) + ^ ^M j ( Z GCH - h j + l j ^ф ТЕЛ ) + j = 1

+ ^M 8 ^{( Z}ОCИ

Z КАБ + ¹ 7 ^ф КАБ + ¹ 9 ^ф КОРП ) + ^ 9 ^{( Z}ОCИ

Z КАБ

¹ 8 ^ф КАБ + ¹ 10 ^ф КОРП ) = ⁰ ,

M ТЕЛ^LТЕЛ ( ^ZОCИ + g + ^LТЕЛ ^ф ТЕЛ ) + ^JТЕЛ ^ф ТЕЛ + ^С 7 ^LРЕC ^(ф ТЕЛ ^ф КОРП ) +

+Ц 7 ^LРЕC 2 ( ^ф ТЕЛ ^-ф КОРП ) + X ^Сj l j ( ^ZGCИ ^- h j + l j ф ТЕЛ ) + Х M j^lj ( Z ОСИ ^- h j + l j ^ф ТЕЛ ) = ⁰, j = 1                                         j = 1

( 7                                                     ²

^ZО('И + g + ^LКОРП ^ф КОРП ) + J КОРП ^ф КОРП + ^С 7 ^LРЕC ^(ф КОРП ^ф ТЕЛ ) +

^+M 7 ^LРЕC ^{2 (ф} КОРП ^ф ТЕЛ ^{) + С} 8 l 9 ^{( Z}ОCИ

Z КАБ + l 7 ^ф КАБ + l 9 ^ф КОРП ) +

^{+ С}9¹ 10 ^{( z}oc:и Z КАБ

^+M 9 ¹ 10 ( ^ZОCИ ^- Z КАБ

¹ 8 ^ф КАБ + ¹ 10 ^ф КОРП ) + M s ^l9 ( ^ZОCИ ^l 8⁽ P КАБ + ^l 10⁽ P КОРП ) = ⁰ ,

^ZКАБ + ¹ 7 ^ф КАБ + ¹ 9 ^ф КОРП ) +

M КАБ ⁽ Z КАБ ⁺ g ^{) + С} 8 ^{( Z}ОCИ ⁺ Z КАБ ¹ 7 ^ф КАБ ¹ 9 ^ф КОРП ^{)+ С} 9 ^{( 2} О>СИ ^{+ 2} КАБ ^{+ 1} 8 ^ф КАБ ¹ 10 ^ф КОРП ^{) +}

^+м 8 ( ^ZОCИ ⁺ Z КАБ ¹ 7 ^ф КАБ ¹ 9* Р КОРП ) ^{+ м} 9 ( Z-ОСИ ⁺ Z КАБ ^{+ l} 8⁽ P КАБ ^l 10⁽ P КОРП ) = 0,

J КАБ ^Р КАБ ^{+ С} 8 ¹ 7 ^{( 2} ОСИ

2каб

^{+ 1} 7 ^ф КАБ ^{+ 1} 9 ^ф КОРП ^{)+ С} 9 ¹ 8 ^{( 2} ОСИ ^{+ Z} КАБ ¹ 8 ^ф КАБ ^{+ 1} 10 ^ф КОРП ^{) +}

ZОCИ ZКАБ + 17фКАБ + 19фКОРП ) + м918 ( ZОC^И + ZКАБ + 18фКАБ 110фКОРП ) = 0 , где МТЕЛ, МКОРП, МКАБ – массы тележки, корпуса и кабины трактора; JТЕЛ, JКОРП, JКАБ – моменты инерции тележки, корпуса и кабины; hj – вертикальная координата оси i-го опорного катка. Обозначения остальных параметров модели приведены на расчетной схеме трактора (рис. 1).

Необходимые для моделирования динамики трактора процессы перемещения осей опорных катков h j (t) могут быть получены расчетным путем или на основе обработки экспериментальных данных. При использовании расчетной методики необходимо моделировать перекатывание жестких опорных катков по звеньям гусеничной цепи, лежащей на податливом грунтовом основании. Для описания податливого грунта в настоящее время используются различные подходы. В [14] предложено использовать эмпирические зависимости, связывающие деформацию грунта с приложенной к нему нагрузкой. Система дискретных элементов для описания грунта использована в работах [15, 16]; метод конечных элементов применен в [17]. Модель грунта, описывающая его случайные характеристики, предложена в работе [18].

Рис. 1. Расчетная схема трактора

В работе Д.В. Хрипунова [2] предложена математическая модель, описывающая перекатывание опорных катков по гусеничной цепи, при этом податливый грунт рассматривается как Винк-леровское основание; там же представлены результаты натурных экспериментов. Статистическая обработка информации, полученная при натурных испытаниях тракторов, позволила представить входные кинематические процессы, действующие на опорные катки, в виде стационарных узкополосных процессов, средние квадратические значения которых для различных грунтовых фонов равны: 2,9·10–3 м – жесткая дорога; 3,2·10–3 м – суглинок; 4,0·10–3 м – карьер с разбитым каменным грунтом. При этом функции спектральных плотностей названных процессов имеют пиковые значения частот на I, II и III передачах в интервалах (1,3–2,8; 2,2–3,9; 3,5–5,8) Гц соответственно.

Для реализации модели применен операторный метод, широко применяемый в задачах статистической динамики систем автоматического управления [19–21], позволяющий, минуя процедуру интегрирования системы дифференциальных уравнений, получать комплекс частотных передаточных функций, отображающих спектральную картину связанной механической системы. На рис. 2 в качестве примера приведены модули передаточных функций для трактора Т-11 Челябинского тракторного завода, анализ которых открывает возможность выделить потенциально резонансные частоты колебаний элементов конструкции трактора, а также количественно оценить влияние значений упруго-вязких характеристик виброзащитных устройств на уровень на-груженности вибрационного канала «гусеница – корпус трактора – кабина – виброзащитное кресло – тело оператора».

В последующем комплекс частотных передаточных функций применяется к определению функций спектральных плотностей вертикальных и угловых ускорений элементов конструкции трактора:

SZk (го) = m21Wzk (ito)2 Sh (to), S^k (to) = to21Wpk (ito)|2 Sh (to), где Szk (to), S(pk (to)- функции спектральных плотностей процессов изменения вертикальных и угловых ускорений «k» элемента системы; Sh(ω) – функция спектральной плотности входного процесса, действующего последовательно на опорные катки.

Рис. 2. Передаточные функции вертикальных и угловых перемещений гусеничной тележки, корпуса, кабины и кресла оператора

Результаты моделирования. На рис. 3 в качестве примера приведены функции спектральной плотности вертикальных ускорений на кресле трактора Т-11, полученные путем моделирования движения на I и III передачах.

Проверка адекватности результатов математического моделирования выполнена путем сопоставления их с данными тестовых полевых испытаний трактора Т-11. Статистической обработкой осциллограмм случайных процессов, измеренных датчиками ускорений в различных точках конструкции, получены обобщенные характеристики вибрационной нагруженности трактора. Анализ результатов указывает на достаточно близкое соответствие результатов моделирования и натурных испытаний по ряду позиций, в частности, обоснованность важных допущений, заложенных в математическую модель, соответствие частотного состава процессов на различных скоростях движения трактора, совпадение резонансных частот корпуса, кабины, виброзащитного кресла и др.

Рис. 3. Спектральные плотности вертикальных ускорений кресла оператора. Результаты моделирования

На рис. 4 приведены функции спектральной плотности ускорений на кресле оператора, полученные при полевых испытаниях, сопоставление которых с рис. 3 указывает на достаточно близкое качественное соответствие.

Рис. 4. Спектральные плотности вертикальных ускорений кресла оператора. Результаты обработки натурного эксперимента

Наиболее полную количественную проверку адекватности математической модели дает интегральная характеристика в виде средних квадратических значений ускорений на рабочем месте оператора, приведенная в таблице.

Сравнение результатов расчета и эксперимента.

Средние квадратические значения ускорений на рабочем месте оператора

Передача	Расчет, м/с2	Эксперимент, м/с2
I	0,34	0,29
II	0,59	0,5
III	0,77	0,65

Сопоставление данных указывает на достаточно близкое соответствие результатов; отличие показателей находится в пределах приемлемого уровня 15–20 %.

Путем параметрического анализа рассмотрено влияние упруго-вязких характеристик виброзащитных устройств кабины и кресла оператора на уровень средних квадратических значений ускорений тела оператора, а также оценена эффективность ряда комплексных решений.

Выводы. На основе анализа результатов расчетов сформулированы рекомендации по изменению параметров системы виброизоляции трактора Т-10 (рис. 5):

– уличение коэффициента демпфирования гидроопор кабины от 3,1 до 6,2 кН·с/м позволит снизить корректированный уровень вертикальных виброускорений кресла на 11 %;

Рис. 5. Спектральная диаграмма вибронагруженности кресла оператора: А – существующее значение параметров системы; В – повышение коэффициента демпфирования гидроопор кабины и уменьшение жесткости кресла

• –    снижение собственной частоты виброзащитного кресла оператора до 1,5 Гц позволит снизить корректированный уровень вертикальных виброускорений кресла на 36 %;

• –    совместное введение в систему предложений по снижению собственной частоты кресла и увеличению коэффициента демпфирования кабины позволит снизить корректированный уровень вертикальных виброускорений кресла на 45 % .