Совершенствование системы виброзащиты оператора коммунальной машины

14. Ageev R. V., Kuznetsova E. L., Kulikov N. I., Mogilevich L. I., Popov V. S. Mathematical model of movement of a pulsing layer of viscous liquid in the channel with an elastic wall // PNRPU Mechanics Bulletin. 2014. Vol. 3. P. 17-35. DOI: 10.15593/perm.mech/2014.3.02.

15. Ageev R. V., Mogilevich L. I., Popov V. S. Vibrations of the walls of a slot channel with a viscous fluid formed by three-layer and solid disks // Journal of Machinery Manufacture and Reliability. 2014. Vol. 43, № 1. P. 1-8.

16. Alekseev V. V., Indeitsev D. A., Mochalova Yu. A. Resonant oscillations of an elastic membrane on the bottom of a tank containing a heavy liquid // Technical Physics. 1999. Vol. 44, № 8. P. 903-907.

17. Hosseini-Hashemi, S., Karimi, M., Hossein Rokni, D.T. Hydroelastic vibration and buckling of rectangular Mindlin plates on Pasternak foundations under linearly varying in-plane loads // Soil Dynamics and Earthquake Engineering. 2010. Vol. 30 (12). P. 1487-1499. DOI: 10.1016/j.soildyn.2010.06.019.

18. Kutlu A., Ugurlu B., Omurtag M. H., Ergin A. Dynamic response of Mindlin plates resting on arbitrarily ortho-tropic Pasternak foundation and partially in contact with fluid // Ocean Engineering. 2012. Vol. 42. P. 112-125. DOI: 10.1016/j.oceaneng.2012.01.010.

19. Kutlu A., Ugurlu B., Ergin A., Omurtag M. H. Dynamics of a rectangular plate resting on an elastic foundation and partially in contact with a quiescent fluid // Journal of Sound and Vibration. 2008. Vol. 317 (1-2). P. 308-328. DOI: 10.1016/j.jsv.2008.03.022.

20. Kuznetsova E. L., Mogilevich L. I., Popov V. S., Rabinsky L. N. Mathematical model of the plate on elastic foundation interacting with pulsating viscous liquid layer // Applied Mathematical Sciences. 2016. Vol. 10, № 23. P. 1101-1109. DOI: 10.12988/ams.2016.6242.

21. Mogilevich L. I., Popov V. S., Popova A. A., Christoforova A.V. Mathematical Modeling of Hydroelastic Walls Oscillations of the Channel on Winkler Foundation Under Vibrations // Vibroengineering PROCEDIA. 2016. Vol. 8. P. 294-299.

22. Mogilevich L. I., Popov V. S., Popova A. A., Christoforova A. V. Mathematical modeling of highly viscous liquid dynamic interaction with walls of channel on elastic foundation // IEEE Conference Dynamics of Systems, Mechanisms and Machines (Omsk, 2016). DOI: 10.1109/Dynamics.2016.7819051.

23. Mogilevich L. I., Popov V. S., Popova A. A. Interaction dynamics of pulsating viscous liquid with the walls of the conduit on an elastic foundation // Journal of Machinery Manufacture and Reliability. 2017. Vol. 46, № 1. P. 12-19.

24. Panovko Y. G., Gubanova I. I. Stability and Oscillations of Elastic Systems, Consultants Bureau Enterprises, Inc. New York, 1965.

25. Loitsyanskii L. G. Mechanics of Liquids and Gases, Pergamon Press. Oxford, 1966.

УДК 621.879

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СИСТЕМЫ ВИБРОЗАЩИТЫ ОПЕРАТОРА КОММУНАЛЬНОЙ МАШИНЫ

П. А. Корчагин, И. А. Тетерина

Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет, г. Омск, Россия

DOI: 10.25206/2310-9793-2017-5-1-41-46

Аннотация — Статья посвящена актуальной на сегодняшний день теме - повышению эффективности работы дорожной коммунальной машины путем совершенствования системы виброзащиты оператора. Предложен алгоритм программы, позволяющий определять величину динамических воздействий на рабочем месте оператора в зависимости от различных конструктивных и эксплуатационных параметров и сочетания внешних возмущающих воздействий. Представлены результаты экспериментальных и теоретических исследований системы виброзащиты оператора дорожной коммунальной машины.

Ключевые слова: вибрация, виброзащита, коммунальная машина, эксплуатационные параметры машины.

I. Введение

Для нормального функционирования инфраструктуры дорожной сети современных городов особое внимание уделяется уборке проезжей части от мусора, грязи, смета и свежевыпавшего снега. Для уборки дорог и магистралей с шириной полосы более 7 метров используются машины, предназначенные для выполнения уборочных работ в течение всего года при температурах от -20 до +40 °С. Базовыми шасси такой техники служат КамАЗ-6520, МАЗ-650185 и их модификации [3].

Большой популярностью пользуются и дорожные подметально-уборочные машины на базе тракторов МТЗ-82, МТЗ-80, основным рабочим органом которых считается щеточный рабочий орган. Коммунальные машины такого функционала предназначены не только для удаления дорожного мусора и осадков в виде снега, но и для сбора и транспортировки их к месту выгрузки. В дополнение к щеточному рабочему органу машины

оснащены навесным быстросъемным оборудованием для выполнения различного рода работ. Машины этой модели используются как при патрульной скоростной уборке в составе транспортной колонны, так и для одиночной уборки площадей, тротуаров, придворовых территорий и являются незаменимыми для уборки в стесненных условиях [3].

От физического состояния и самочувствия операторов этих машин зависит скорость, качество и эффективность выполняемых операций. В ходе рабочего процесса оператор коммунальной машины вынужден постоянно испытывать на себе вибрационные воздействия, источником которых являются силовая установка, элементы ходового оборудования при взаимодействии их с неровностями микрорельефа, щеточный рабочий орган при контакте с обрабатываемой поверхностью. Негативное влияние вибрационных воздействий приводит к снижению производительности труда, а также развитию ряда профзаболеваний.

II. Постановка задачи

Повысить эффективность системы виброзащиты оператора возможно путем определения рациональных параметров коэффициентов жесткости и коэффициентов сопротивления элементов подвесок кабины и кресла оператора. Для решения этой задачи были проведены теоретические исследования, направленные на изучение влияния конструктивных параметров машины на величину динамических воздействий на рабочем месте оператора. В качестве инструмента исследований использовался программный продукт MATLAB, в котором была составлена программа «БИРМ» [1]. В качестве исходных данных для программы были взяты геометрические размеры и массы звеньев, коэффициенты жесткости и коэффициенты сопротивления упруговязких элементов системы. В основу математической модели был заложен алгоритм расчета величины динамических воздействий на рабочем месте оператора (рис. 1) [2].

Рис. 1. Алгоритма программы «БРИМ» для определения величины динамических воздействий на рабочем месте оператора

III. Теория

В процессе математического моделирования сложной динамической системы «возмущающие воздействия -коммунальная машина - оператор» исследовалось влияние конструктивных параметров машины, таких как коэффициенты жесткости и коэффициенты сопротивления элементов подвесок кабины и кресла оператора на величину динамических воздействий [4]. Полученные зависимости наглядно отражают влияние этих параметров на величину динамических воздействий на рабочем месте оператора (рис. 2-4). Они дают возможность опреде-

лить рациональные интервалы элементов подвесок кабины и кресла оператора, при которых величина динамических воздействий на рабочем месте оператора минимально возможна [7].

Анализ результатов математического моделирования показал, что рациональные, с точки зрения виброзащиты, значения коэффициентов жесткости элементов подвески кабины следует принимать в диапазоне 1.2-10б...1.8-106 Н/м. Значения коэффициентов сопротивления могут быть выбраны из диапазона 2.0-105...5.0-105 И-е/м [2]. Для достижения минимальных значений виброускорения на рабочем месте оператора коэффициенты жесткости элементов подвески кресла должны находиться в диапазоне 20 103...80-103 Н/м. Коэффициенты сопротивления элементов подвески кресла должны быть выбраны из интервалов 7.0-103...9.0-103 И-е/м или 17-103...20-103 И-е/м [2].

I) м/с2

* I Ф Ь, Е о(<

Рис. 2. Зависимость значений виброускорения на полу кабины от коэффициентов сопротивления и коэффициентов жесткости элементов подвески кабины

¡}1. м/с1 0,6

0,5

0,4

0,3

0,2

0,1

О 10 20 30 х№С,Н/м 50

Рис. 3. Зависимость значений виброускорения на кресле оператора от коэффициентов жесткости подвески кресла при коэффициентах сопротивления: 1) Ь = 4-103 Нс/м; 2) Ь = 8-103 И-е/м; 3) Ь = 12-103 И-е/м; 4) Ь = 20-103 И-е/м

ф, м/сп 0,8 0,7 0,6 0,5 0.4 0,3 0,2 0,1

0 2 4 6 8 ii) 12 14 хю1 ь, нч.7м 20

Рис. 4. Зависимость значений виброускорения на кресле оператора от коэффициентов сопротивления подвески кресла при коэффициентах жесткости: 1) С = 5 103 Н/м; 2) С = 20-103 Н/м; 3) С = 40 103 Н/м; 4) С = 80 103 Н/м

4 \

^—

\

^—-—

Кроме этого, проведенные теоретические исследования позволили сделать вывод о том, что коэффициенты жесткости и коэффициенты сопротивления подвески кабины оказывают влияние на величину динамических воздействий на кресле оператора (рис. 5). Это позволило скорректировать значения коэффициентов жесткости и коэффициентов сопротивления элементов подвески кабины [5].

0,ЗГр 11,34 0,32 0,30 0,28 0,26 0,21 0,22 0,20

Рис. 5. Зависимость значений виброускорения на кресле оператора от коэффициентов жесткости элементов подвески кабины при коэффициентах сопротивления: 1) Ь = 50-103 Нс/м; 2) Ь = 100-103 И-е/м; 3) Ь = 250-103 И-е/м; 4) Ь = 500-103 И-е/м

Анализ результатов математического моделирования для различного сочетания внешних возмущающих воздействий, а также эксплуатационных параметров позволил получить область рациональных значений элементов подвески: коэффициенты жесткости элементов подвески должны варьироваться в диапазоне 1.3-106...1.5-106 Н/м, а коэффициенты сопротивления элементов подвески должны быть выбраны из диапазона 2.5-105...5.0-105 И-е/м [8]. При таких значениях величина среднеквадратических значений виброускорения на рабочем месте оператора минимальна.

IV. Результаты экспериментов На основании результатов, полученных в ходе проведения теоретических исследований, был разработан вариант конструктивного решения задачи снижения величины динамических воздействий - пневматическая подвеска кресла оператора на базе резинокордной оболочки (рис. 6) [5].

а б в

Рис. 6. Элементы подвески кресла оператора: а) металлическое основание с буртиком: б) резинокордная оболочка в конструкции подвески кресла; в) общий внешний вид кресла

Устройство работает следующим образом: колебания виброизолируемого объекта передаются на амортизирующее устройство. При этом резинокордная оболочка воспринимает вертикальные динамические воздействия, ослабляя тем самым динамические нагрузки на рабочее место оператора [6]. При перемещении машины вос-

приятие колебаний обеспечивается деформацией резинокордной оболочки. Жесткость подвески меняется в зависимости от внутреннего давления в резинокордной оболочке [6, 7].

Количественным показателем, позволяющим оценить эффективность предложенной системы виброзащиты, является величина вибрации на рабочем месте оператора до и после внедрения предложенной системы виброзащиты (рис. 7), в данном случае снижение величины динамических воздействий. Сравнительный анализ величины вибрации до и после внедрения системы виброзащиты позволяет сделать вывод о том, что величина динамических воздействий снизилась в среднем на 13-16% в зависимости от рассматриваемой частоты [5].

ij, м/с1 0,06

0,05

0,04

0,03

0,02

0,01

0

Г

1 П I I

16

1;гц

63

Рис. 7. Величина значений виброускорения на кресле в рабочем режиме при скорости 10 км/ч:

1- машина с базовой подвеской кресла; 2 - машина с модернизированной подвеской кресла

V. Выводы и заключение

Проведенные с использованием разработанной математической модели сложной динамической системы «возмущающие воздействия - коммунальная машина - оператор» исследования позволили выявить влияние коэффициентов жесткости и коэффициентов сопротивления на величину значений виброускорения на рабочем месте оператора и определить интервалы рациональных значений [2]. Результаты, полученные в ходе проведенных теоретических исследований, позволяют разработать новые перспективные системы виброзащиты не только дорожной подметально-уборочной машины на базе трактора МТЗ-80, но и ряда других коммунальных машин. Данные исследования проводились в рамках написания диссертационной работы на соискание ученой степени кандидата наук. На предложенный алгоритм получено свидетельство РФ о регистрации электронного ресурса. На предложенную подвеску кресла оператора получен патент РФ на полезную модель.

Список литературы

1. Вибрация в технике: справочник / под ред. К. В. Фролова: в 6 т. М.: Машиностроение, 1981. Т. 6. 456 с.

2. Корчагин П. А., Тетерина И. А. Математическая модель сложной динамической системы «возмущающие воздействия - машина - оператор» // Вестник СибАДИ. 2015. № 5. С. 118-123.

3. Кутьков Г. М. Тракторы и автомобили: теория и технологические свойства: учебник. М.: ИНФРА-М, 2016. 506 с.

4. Тетерина И. А., Летопольский А. Б. Алгоритм расчета значений виброускорения на рабочем месте оператора дорожной уборочно-подметальной машины в рабочем и транспортном режимах работы. Свидетельство о регистрации электронного ресурса № 21839 от 17.05.2016. М.: ОФЭРНиО. Организация-разработчик: ФГБОУ ВО «СибАДИ».

5. Тетерина И. А. Результаты экспериментальных исследований системы виброзащиты дорожной уборочно-подметальной машины на базе трактора МТЗ-80 // Омский научный вестник. 2015. № 2. С. 52-57.

6. Заявка № 2016136885 Российская Федерация, МПК B 60 N2/50. Пневматическая подвеска кресла оператора на базе резинокордной оболочки / Тетерина И. А., Корчагин П. А., Летопольский А. Б.; заявл. 14.09.17.

7. Maciejewski I., Meyer L., Krzyzynski T. Modeling and multi-criteria optimization of passive seat suspension vibrasolating properties // Sound and Vibration. 2009. Vol. 324, № 3-5. P. 520-538.

8. Yong C., Virech W., David G.Z. Investigation of Helicopter Seat Structural Dynamics for Aircrew Vibration Mitigation // J. of the American Helicopter. 2011. Vol. 56, № 1. P. 72-78.