Стендовые исследования виброзащитных устройств при случайном внешнем нагружении

При моделировании процессов реальной эксплуатации машин и сооружений часто возникает необходимость постановки задачи статистической динамики связанных механических систем при случайном воздействии со стороны внешней среды. При этом входное воздействие задается в виде функций спектральной плотности, отражающих распределение дисперсий широкополосных стационарных процессов в определенных частотных диапазонах. С другой стороны, динамические свойства исследуемого объекта описываются системой дифференциальных уравнений, которые в соответствии с операторным методом [1, 2] преобразуются в комплекс частотных передаточных функций, отражающих распределение потенциально резонансных частот системы для каждой из обобщенных координат. В последующем названные функции путем применения основных соотношений статистической динамики [3] преобразуются в спектральные плотности выходных процессов:

S Y ( Ю ) = \w_y / X ( i to^ S X ( Ю ), где S X ( ю ), S_Y ( Ю ) - функции спектральных плотностей входного и выходного процессов; W_Y / X ( i to ) - частотная передаточная функция.

Полученные функции спектральных плотностей используются при решении важных прикладных задач, таких как прогнозирование ресурса изделий, обеспечение прочностной надежности ответственных элементов конструкций, оценка и контроль качества вибрационной

Тараненко П.А., Пронина Ю.О., Стендовые исследования виброзащитных устройств Березин И.Я., Абызов А.А. при случайном внешнем нагружении безопасности обслуживающего персонала и т. п. В предлагаемой публикации на примере исследований динамических характеристик виброзащитного кресла оператора промышленного трактора обсуждаются методика и результаты стендовых исследований, позволяющих взамен проведения натурных испытаний трактора получить наиболее достоверные результаты в лабораторных условиях.

При создании новых моделей промышленных тракторов выполнение нормативных требований по вибрациям на месте оператора является достаточно сложной задачей. Результаты экспериментальных и расчетных исследований [4, 5] показали, что одним из основных источников низкочастотного вибрационного воздействия на ходовую часть трактора являются динамические процессы, возникающие при перекатывании опорных катков по тракам гусеницы, лежащей на грунте. Эффективным средством снижения передачи таких вибраций на рабочее место оператора служит виброзащитное кресло, в связи с чем задача оптимизации его характеристик является актуальной [6]. Для проведения расчетных исследований разработана математическая модель, описывающая динамику промышленного трактора с полужесткой подвеской [7]. В число параметров модели входят линеаризованные упругие и демпфирующие характеристики виброзащитного кресла. Современные модели кресел имеют достаточно обработку и представление результатов

Рис. 1. Установка кресла

сложную конструкцию, включающую, в частности, совмещенную гидропневматическую систему подрессоривания. Наиболее точно значения требуемых характеристик могут быть определены в ходе экспериментальных исследований.

В качестве объекта исследований рассмотрено виброзащитное кресло немецкой фирмы Si-beco [8], которое в настоящее время устанавливается на перспективном промышленном тракторе серии Т–11 Челябинского тракторного завода. Кресло отличается стабильностью характеристик и возможностью их регулирования в процессе испытаний опытных образцов тракторов. Исследования выполнены в Центре экспериментальной механики Южно-Уральского государственного университета (НИУ) на стендовой установке, включающей:

• 1.    Электродинамический вибростенд V875-440-HBT 900 Combo фирмы LDS (Англия) с усилителем SPA40K [9], предназначенный для гармонического, случайного и ударного воздействий на исследуемое изделие в вертикальном или горизонтальном направлениях. Рабочий диапазон частот 0–3000 Гц; максимальное виброускорение 100 g .

• 2.    Персональный компьютер с предустановленным программным обеспечением LMS Test.Lab 13A [10], обеспечивающим управление, виброиспытаний.

• 3.    96-канальную информационно-измерительную систему LMS Scadas LAB, позволяющую осуществлять управление, сбор, анализ и регистрацию результатов испытаний. В качестве первичных датчиков применяются трехкомпонентные акселерометры чувствительностью 100 mV/ g .

При проведении испытаний основание кресла жестко закреплялось на платформе стенда (рис.1).

В соответствии с отечественными и зарубежными нормативными документами [11–13] в качестве сертификационных характеристик виброзащитных кресел операторов промышленных тракторов установлены:

• –    собственная частота кресла f c ;

• –    коэффициент передачи         SEAT ,

характеризующий качество подрессоривания при случайном нагружении в диапазоне частот 0–17 Гц;

• –    коэффициент передачи H ( f r ), характеризующий

качество подрессоривания в зоне резонанса.                      ^{на испытательном стенде}

На рис. 2 приведена амплитудно-частотная характеристика кресла Sibeco, на основе анализа которой, наряду с определением собственной частоты, выполнена идентификация структуры модели кресла и значений его упруго-вязких характеристик. В частности, установлено, что собственная частота кресла fc равна 2,2 Гц. С учетом малости вибрационных перемещений конструкцию кресла можно рассматривать как одномассовую линейную систему с последовательным соединением упругого и демпфирующего элементов и характеристиками: Скр = 17,1·103 Н/м и µкр = 1,53·103 Н·с/м соответственно. Достоверность характеристик системы подрессоривания кресла обеспечена дублированием метода испытаний, в частности, методом декремента колебаний при работе стенда в режиме ударного нагружения.

Рис. 2. Амплитудно-частотная характеристика кресла Sibeco. Y , Z – перемещения подвижной платформы стенда и приведенной массы тела оператора на поверхности сидения; а – экспериментальные данные; б , в – получено расчетом для вариантов параллельного и последовательного соединения упругого и вязкого элементов подрессоривания кресла.

Эффективность виброзащитных кресел в условиях реальной эксплуатации машин оценивается сертификационными характеристиками SEAT и H(fr) , определение которых в ходе проведения натурных испытаний приводит к неоднозначным результатам вследствие естественного отличия условий и режимов движения. В связи с этим нормативными документами [12, 13] предусмотрена возможность лабораторных исследований, когда с поверхности платформы стенда на основание кресла подается реализация стандартизированного входного случайного процесса, при этом синхронно регистрируется выходной сигнал датчиков измерительного диска на поверхности сидения. Названные реализации преобразуются информационно-измерительной системой стенда в соответствующие функции спектральной плотности (рис. 3).

Коэффициент передачи SEAT отображает соответствие между вероятностными характеристиками выходного и входного процессов в наименее благоприятном диапазоне частот (1–17 Гц), в котором, по данным медико-биологических исследований, возникают резонансные явления в основных жизненно важных органах тела человека (голова, позвоночная система, внутренние органы, руки, ноги и др.) [14–16]. Нормативными документами коэффициент вводится в виде

SEAT = a /a , sp где as и ap – средние квадратические значения корректированного ускорения на измерительном диске сидения в диапазоне частот 1–17 Гц выходного и входного процессов соответственно. Для получения корректированных значений экспериментально зарегистрированные ускорения умножают на весовые коэффициенты, значения которых соответствуют степени влияния частоты на отдельные органы тела человека [17]. Методика определения коэффициента SEAT предусматривает следующую последовательность операций:

• –    указанный интервал частот разделяется на третьоктавные полосы;

• –    в каждой i -й полосе путем интегрирования соответствующих функций спектральной плотности получают значения средних квадратических ускорений входа a si и a pi ;

• –    корректировкой полученных значений весовыми коэффициентами W i и последующим суммированием получают:

a s = ( ∑ ⁿ ( a si W i )²)^0,5, a p = ( ∑ ⁿ ( a pi W i )²)^0,5.

i = 1                                       i = 1

Тараненко П.А., Пронина Ю.О., Березин И.Я., Абызов А.А.

Процедура определения коэффициента передачи в зоне резонанса совпадает с предыдущей; отличие состоит в том, что здесь расчет проводится лишь в зоне третьоктавной полосы f r , в которой возникает резонансное явление:

Рис. 3. Функции спектральной плотности: а – входного процесса, предусмотренная в ГОСТ [12]; б – выходного процесса, фактически реализованная на стенде; в – выходного процесса, полученная экспериментально

Сопоставление сертификационных характеристик кресла Sibeco с предельными нормативными значениями [11] приведено в табл. 1.

Таблица 1

Сертификационные характеристики виброзащитных кресел	Нормативные требования	Результаты лабораторных исследований кресла Sibeco
Собственная частота f с , Гц	не более 1,5	2,2
Коэффициент передачи SEAT	не более 0,7	0,53
Коэффициент передачи в зоне резонанса H ( f r )	не более 1,5	1,6

Полученные в результате экспериментальных исследований характеристики кресла были использованы в математической модели [7], описывающей динамику промышленного трактора с полужесткой подвеской. Проведены расчетные исследования, в ходе которых моделировалось движение трактора по трассе; при этом варьировались значения упругих и демпфирующих характеристик системы виброзащиты. В качестве примера на рис. 4. представлена спектральная диаграмма вибронагруженности кресла оператора, полученная при моделировании движения трактора Т-11 на III передаче. Из представленных данных следует, что наиболее эффективной рекомендацией является изменение собственной частоты за счет снижения упругой характеристики системы подрессоривания кресла.

Заключение. В результате лабораторных экспериментальных исследований получены значения линеаризованных упругих и демпфирующих характеристик виброзащитного

Рис. 4. Спектральная диаграмма вибронагруженности кресла оператора: A – существующая частота кресла 2,2 Гц; B – частота кресла принимается равной 1,5 Гц

кресла оператора промышленного трактора. Показано, что собственная частота кресла, а также коэффициент передачи в зоне резонанса превышают нормативные значения [11] (табл. 1).

На основе анализа результатов моделирования движения трактора установлено, что снижение собственной частоты кресла до 1,5 Гц позволит снизить корректированный уровень вертикальных виброускорений кресла на 36 %; при этом будут выполнены нормативные требования по вибронагруженности рабочего места оператора (рис. 4).