WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!


1

На правах рукописи

Корчагин Павел Александрович

РАЗВИТИЕ НАУЧНЫХ ОСНОВ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ВИБРОЗАЩИТНЫХ СИСТЕМ ЗЕМЛЕРОЙНЫХ МАШИН

Специальность 05.05.04 – Дорожные, строительные и подъемно-транспортные машины

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Омск – 2011

Работа выполнена в Сибирской государственной автомобильнодорожной академии (г. Омск).

НАУЧНЫЙ доктор технических наук, профессор КОНСУЛЬТАНТ: ЩЕРБАКОВ Виталий Сергеевич ОФИЦИАЛЬНЫЕ доктор технических наук, профессор ОППОНЕНТЫ: ГАЛДИН Николай Семенович доктор технических наук, профессор ЗЕДГЕНИЗОВ Виктор Георгиевич доктор технических наук, профессор ШТРИПЛИНГ Лев Оттович ВЕДУЩАЯ Институт горного дела СО РАН ОРГАНИЗАЦИЯ:

Защита состоится 07 апреля 2011 г. в 1400 часов на заседании диссертационного совета ВАК РФ Д 212.250.02 в Сибирской государственной автомобильно-дорожной академии (СибАДИ) по адресу:

644080, г. Омск, проспект Мира, 5. Тел. (3812) 65-07-55, факс (3812) 65-03-23.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Сибирской государственной автомобильно-дорожной академии по адресу г. Омск, проспект Мира, 5.

Автореферат разослан «_____» ________ 20…. г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор В.Н. Иванов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ



Актуальность работы.

Развитие землеройных машин (ЗМ) идет по пути увеличения их силовых и скоростных характеристик при одновременном снижении их материалоемкости. В связи с этим возрастают динамические нагрузки, механические воздействия и, как следствие, вибрационная нагруженность машин. Применение активных рабочих органов (АРО), основанных на механизмах ударного, возвратно-поступательного и вибрационного принципов действия, так же способствует повышению уровня вибрации на современных ЗМ.

Возникающие вибрационные нагрузки отрицательно влияют на саму машину, снижая ее надежность и долговечность. Распространяясь по конструкции машины, вибрация действует и на оператора.

Воздействие вибрации отрицательно сказывается на здоровье оператора и его работоспособности: повышается утомляемость, увеличивается количество ошибок, совершаемых оператором, вследствие чего снижается производительность и качество труда, кроме того развивается профессиональное заболевание – вибрационная болезнь, которая в последнее время занимает второе место среди профзаболеваний рабочих в развитых странах.

Высокие требования по энерговооруженности ЗМ вступают в противоречие с требованиями обеспечения безопасности оператора и снижения нагрузок на саму машину.

Разрешить данное противоречие позволяет оснащение ЗМ виброзащитными системами (ВЗС). Традиционно ВЗС ЗМ создавались для защиты оператора и не решали задачу по снижению нагрузок на саму машину.

Наряду с дальнейшим совершенствованием ВЗС оператора необходим поиск таких средств и методов вибрационной защиты, которые позволили бы уменьшить воздействие не только на оператора, но и на машину в целом.

Актуальность диссертационной работы состоит в научном обобщении и дальнейшем развитии научных основ и инженерных решений в области виброзащитных систем землеройных машин.

Целью исследования является снижение динамических воздействий на землеройные машины в рабочих и транспортных режимах.

Объектом исследования являются динамические процессы, происходящие в землеройных машинах, при внешних возмущающих воздействиях.

Предметом исследования являются закономерности, связывающие параметры виброзащитных систем, как самой машины, так и рабочего места оператора с критериями эффективности виброзащиты.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

- разработать совокупность математических моделей сложных динамических систем, отражающих транспортные и рабочие режимы землеройных машин;

- установить основные закономерности процессов, происходящих в сложных динамических системах в транспортных и рабочих режимах;

- изыскать способы и средства, обеспечивающие допустимый уровень динамических воздействий на рабочем месте оператора;

- разработать и внедрить методику расчета основных параметров виброзищатных систем землеройных машин;

- разработать виброзащитные системы на основе предложенных способов и средств снижения динамических воздействий на землеройные машины.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- обоснованы модели землеройных машин, как сложные динамические системы, включающие в себя подсистемы: базовая машина, рабочие органы, оператор, микрорельеф, силовая установка, средства виброзащиты;

- выявлены зависимости уровня динамического воздействия на рабочем месте оператора от параметров микрорельефа, элементов ходового оборудования, скорости движения машины, воздействия со стороны силовой установки и рабочего органа, статических и динамических характеристик элементов подвесок кабины, кресла оператора и рабочего оборудования;

- получила дальнейшее развитие методика моделирования землеройных машин в однородных координатах;

- определены рациональные значения основных параметров элементов ЗМ, обеспечивающие улучшение условий труда оператора (на примере экскаваторов и автогрейдеров);

- разработана методика синтеза ВЗС с использованием рабочего оборудования ЗМ в качестве динамического гасителя колебаний;

- разработана методика синтеза нелинейных виброзащитных систем на базе резинокордных оболочек;

- предложен способ снижения динамических воздействий за счет использования рабочего оборудования (РО) в качестве гасителя колебаний (ГК).

Практическая ценность диссертационной работы состоит в решении важной народно-хозяйственной проблемы, заключающейся в улучшении условий труда операторов ЗМ и, как следствие, повышение эффективности использования ЗМ. С этой целью разработаны способы и оригинальные инженерные решения, направленные на снижение динамических воздействий на машины и рабочие места операторов.

Достоверность и обоснованность полученных результатов основывается на применении известных положений фундаментальных наук, корректностью принятых допущений, достаточным объемом экспериментальных исследований, выполненных на современном оборудовании, прошедшим метрологическую поверку, адекватностью результатов теоретических и экспериментальных исследований.

Внедрение результатов. В ФГУП КБТМ г.Омск внедрены методики: выбора основных параметров амортизаторов на основе резинокордных оболочек с переменной рабочей площадью; выбора основных параметров гасителя колебаний экскаватора на базе ЗТМ-60(82);

выбора параметров системы вибрационной защиты человека-оператора одноковшового экскаватора ЭО-2621. Внедрена система вибрационной защиты оператора одноковшового экскаватора ЭО-2621. В ОГУП «Мостовое ремонтно-строительное управление» г.Омск принят в эксплуатацию экскаватор на базе трактора ЗТМ-60, оснащенный гасителем колебаний. На ПО "Завод транспортного машиностроения" г.Омск внедрена в серийное производство конструкция универсального резинового амортизатора кабины.

Основная идея работы заключается в том, что допустимые нормы по виброзащищенности землеройных машин и рабочих мест операторов можно обеспечить за счет изменения, устранения или введения дополнительных подсистем, оптимизации их параметров, а также за счет формирования управляющих воздействий на элементы подсистем, компенсирующих неуправляемые перемещения элементов машин и рабочих мест операторов.

Автор защищает:

- совокупность аналитических и эмпирических функциональных зависимостей, отражающих выявленные закономерности, связывающие основные факторы, определяющие эффективность виброзащиты самой машины и рабочего места оператора;

- результаты экспериментальных исследований землеройных машин, оборудованных разработанными системами виброзащиты;

- разработанные методики расчета основных параметров виброзищитных систем землеройных машин.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались, обсуждались и получили положительную оценку на международной научно-практической конференции «Город и транспорт» (г.Омск, 1996); Международной научно-практической конференции «Проблемы автомобильных дорог России и Казахстана» (г. Омск 2001);

Международной конференции молодых ученых и студентов «Актуальные проблемы современной науки» (г.Самара, 2001); IV международной научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и машин» (г.Омск, 2002); международной научно-технической конференции, посвященной 100-летию со дня рождения доктора технических наук, профессора К.А. Артемьева. (г. Омск, 2005);

Всероссийской научно-технической конференции «Роль механики в создании эффективных материалов, конструкций машин ХХI века» (г.

Омск, 2006); Международном конгрессе «Машины, технологии и процессы в строительстве» (г.Омск, 2008); научном семинаре факультета «Транспортные и технологические машины» СибАДИ (2010 г.) и кафедре «Прикладная механика»; научно-техническом семинаре факультета «Нефтегазовая и строительная техника» СибАДИ (2010г.).

Публикации. По результатам исследований опубликовано печатных работ, в том числе 4 монографии, 1 учебное пособие и 11 статей в ведущих рецензируемых журналах и научных изданиях, рекомендуемых Высшей аттестационной комиссией Минобрнауки РФ.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из оглавления, введения, семи глав, основных результатов и выводов по работе, списка литературы и приложений. Общий объем работы составляет 333 страницы, включая 14 таблиц, 155 рисунков, библиографический список из 175 наименований, 61 страницу приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проблемы снижения динамических воздействий на ЗМ, сформулированы научная новизна и практическая ценность.

В первой главе дано обоснование объекта и предмета исследования, сформулированы основная идея работы и цель исследования. Проведен анализ предшествующих исследований, посвященных виброзащите ЗМ. Сформулированы задачи исследования.

Проведен анализ требований к виброзащищенности рабочего места оператора и рабочего оборудования ЗМ, на основании которого обоснован критерий эффективности систем виброзащиты.

Рабочий процесс ЗМ рассматривается как сложная динамическая система, в которой взаимодействуют подсистемы ЗМ: ходовое оборудование, рама, рабочий орган, навесное оборудование, силовая установка; подсистема грунта: разрабатываемый грунт, микрорельеф;

подсистемы виброзащиты: пневмоколеса, подвесок кабины и кресла оператора; подсистема оператор.

Проведенный анализ состояния вопроса показал, что проведенные ранее исследования, известные методики расчета не позволяют инженерными методами решить поставленные в данной работе задачи.

Необходимы дополнительные исследования.

Во второй главе обосновывается общая методика исследования, методика теоретических и экспериментальных исследований.

Системный анализ предусматривает комплексный подход к достижению поставленной в работе цели. Поэтому важными этапами работы было проведение не только теоретических, но и экспериментальных исследований.

Теоретические исследования проводились с целью выявления основных закономерностей поведения отдельных элементов, подсистем и всей динамической системы в целом. Теоретические исследования проводились как методами математического моделирования, так и аналитически.

Экспериментальные исследования проводились для определения параметров, входящих в математическую модель; подтверждения адекватности математической модели и проверки работоспособности и эффективности предложенных инженерных разработок.

Методология системного анализа была применена и к самому процессу научного исследования. Это позволило обосновать четкую логику работы, составить ее структуру.

В третьей главе представлена математическая модель сложной динамической системы «динамические воздействия – ЗМ – оператор», в которой упорядоченно взаимодействуют подсистемы (рисунок 1).

Важнейшим элементом динамической системы является подсистема ЗМ. Разработка математической модели ЗМ является весьма сложной и трудоемкой задачей, однако, современная вычислительная техника и программное обеспечение позволяют формализовать процесс создания математических моделей. В данной работе предложена методика моделирования ЗМ на основе метода однородных координат.

Сочетание данного метода с векторно-матричной формой представления уравнений позволило использовать типовые элементы расчетных схем и сократить время на разработку и отладку программ на ПЭВМ.

Методика состоит из ряда алгоритмов, пошаговое выполнение которых позволит формализовать процесс составления математических моделей ЗМ в форме системы дифференциальных уравнений второго порядка:

r r r r && & Aqq + Bq q + Cq q = Q, (1) где Aq, Bq, Cq - матрицы коэффициентов дифференциальных уравнений r r r && & размером k k ; q, q, q - матрицы размером k 1, представляющие j j j малые значения соответственно ускорений, скоростей и обобщенных r координат; Q - матрица сил размером k 1.

j Подсистема «Оператор» Подсистема ЗМ Подсистема Подсистема Подсистема «Силовая «Базовая машина» «Рабочее установка» оборудование» Подсистема Подсистема «Микрорельеф» «Разрабатываемый грунт» Рисунок 1 – Блок-схема сложной динамической системы Коэффициенты дифференциальных уравнений являются функциями больших значений обобщенных координат звеньев системы и значениями инерционных и упруго-вязких парметров элементов.

На основании предложенной методики, в качестве примера, в работе представлены математические модели автогрейдеров и экскаваторов.

Отличительной особенностью легких автогрейдеров (колесная формула 1 х 2 х 2 или 1 х 1 х 2) является отсутствие балансирных тележек. Несмотря на конструктивные отличия легких, средних и тяжелых автогрейдеров их можно описать с помощью двух расчетных схем. При этом основные элементы схем были максимально унифицированы. На рисунке 2 представлена пространственная расчетная схема среднего автогрейдера с колесной формулой 1х2х3.

Рисунок 2 – Расчетная схема динамической системы «автогрейдер - оператор» Экскаваторы 2-й, 3-й и 4-й размерных групп также имеют значительные конструктивные отличия. Основным из них является то, что экскаваторы 2-й размерной группы, как правило, монтируются на базе промышленных тракторов. Поэтому у них отсутствует поворотная платформа, что уменьшает рабочую зону экскаватора. Однако, несмотря на ряд отличий, была проведена унификация ряда элементов расчетных схем, что позволило формализовать процесс составления математических моделей за счет добавления (исключения) отдельных блоков. В качестве примера на рисунке 3 представлена пространственная расчетная схема экскаватора второй размерной группы.





Рисунок 3 – Расчетная схема динамической системы «экскаватор 2-й размерной группы – человек-оператор» Разработанные математические модели позволяют проводить исследования статических, кинематических и динамических характеристик ЗМ, а также их ВЗС в различных эксплуатационных режимах.

Математическая модель силовой установки (СУ) в данной работе базируется на представлении динамического воздействия со стороны двигателя, агрегатов трансмиссии и гидронасоса детерминированными функциями. Величина динамических воздействий, создаваемых двигателем, зависит от его типа, числа цилиндров и угла поворота коленчатого вала. Для решения поставленных в работе задач вибрационные характеристики СУ представлены в виде рядов Фурье (таблица 1). Составляющие амплитудного и фазового спектров были получены по результатам обработки экспериментальных данных (рисунок 4).

Таблица 1 – коэффициенты рядов Фурье max, &, k, fk Z&k Гц рад м/с6 0,77 -1,12 0,57 1,24 1,17 -1,49 0,79 1,97 1,2 -1,132 1,2 -1,Рисунок 4 – Типовые осциллограммы при работе СУ:

1 - корпус трансмиссии; 2 - пол кабины; 3 - кресло оператора Модели процессов взаимодействия рабочего органа с разрабатываемым грунтом были составлены для двух типов рабочих органов: статического и активного действия (АРО). Известно, что сила сопротивления копанию зависит от физико-механических свойств грунта, параметров рабочего органа, толщины срезаемой стружки.

Большой вклад в разработку теорий копания грунтов внесли В.И.

Баловнев, Ю.А. Ветров, А.М. Завьялов, А.Н. Зеленин, Н.Т.

Домбровский, И.А. Недорезов и др. Проведенный в работе обзор и анализ теорий резания и копания грунта позволил сделать вывод, что для решения поставленных в работе задач сила сопротивления при r копании грунта FK, в соответствии с теорией Федорова Д.И – Бондаровича Б.А., может быть представлена в виде двух составляющих низкочастотной (тренда) и высокочастотной (флюктуации) r rT r ф FK = FK + FK, (2) rT где FK – вектор низкочастотной составляющей силы реакции;

rф FK – вектор сил высокочастотной составляющей силы реакции.

Высокочастотная составляющая отражает случайный характер силы реакции, возникающий вследствие неоднородности грунта, случайных включений, неуправляемых перемещений рабочего органа и др.

Нормированные корреляционные функции случайных флюктуаций могут быть представлены в виде KФ (tФ ) = e-Ф(tФ) cosФ (tФ ), (3) где Ф, Ф – параметры корреляционной функции; tФ – интервал времени корреляции.

Высокочастотная составляющая вызывает наибольший интерес с точки зрения задач, поставленных в работе.

Для разработки твердых материалов, мерзлых грунтов, уплотнения грунта широко используются АРО. АРО создают динамические нагрузки в низкочастотном диапазоне, которые принято относить к вибрации и удару. Вибрационное воздействие со стороны АРО (например вибротрамбовки) представлено детерминированными периодическими функциями max FАРО(t) = FАРО sin( t), (4) max где – амплитуда колебаний; – частота колебаний.

FАРО Динамическое воздействие АРО ударного типа (например гидромолот) рассматриваются в данной работе как удар, характеризуемый «мгновенным» приложением силы. Проведенные исследования позволили представить ударный импульс (рисунок 5) со стороны следующими аналитическими выражениями:

1- cos(2) - F(, ) = Fn exp2 ; (5) 1- cos(2 ) tg( ) 103 F, H F = Fn sin() ; (6) F = 0,5Fn (1- cos(2)), (7) где Fn - пиковое значение функции, 0

Рисунок –5 – Форма ударного импульса Математическая модель АРО процесса взаимодействия элементов ходового оборудования с неровностями микрорельефа базируется на следующих допущениях: неровности микрорельефа носят случайный характер; элементы ходового оборудования имеют постоянный контакт с грунтом; скорость машины постоянна.

Неровности микрорельефа могут быть представлены стационарной и эргодической случайной функцией. При этом двумерная корреляционная функция микрорельефа дает исчерпывающую характеристику о микрорельефе xм ум R(l1,l2) = lim z (Xм,Ум) zм(Xм +l1,Ум + l2)dXм dУм. (8) xм 4xМ уМ -xм -ум м ум Неровности микрорельефа хорошо изучены и описаны функциями спектральных плотностей и нормированных спектральных плотностей.

Известные модели микрорельефа были представлены в виде n (l) = Aмie-i|l| cosil, (9) i=n где Aмi = 1; i – параметры, характеризующие затухание корреляции;

i=i – параметры, характеризующие периодичность корреляции.

В приложении к диссертации представлены численные значения нормированных корреляционных функций вертикальных координат поверхностей, по которым приходится перемещаться ЗМ. В работе также учитывается нивелирующая (сглаживающая) способность шин.

Полученная таким образом математическая модель сложной динамической системы «динамические воздействия – СДМ – оператор» реализована в виде программных продуктов (рисунок 6), которые нашли применение в конструкторском бюро, учебном процессе.

Рисунок 6 – Окна программы расчета ВЗС ЗМ В четвертой главе представлены результаты теоретических исследований пассивных виброзащитых систем ЗМ.

Для обеспечения высоких показателей рабочего процесса, конструкция ЗМ должна обеспечивать жесткую связь между рамой, движетелем и рабочим органом. В связи с этим в конструкциях ЗМ не предусмотрены подвески рамы относительно опорных элементов.

Следовательно, основными средствами вибрационной защиты рабочего места оператора являются: подвески кабины и кресла оператора, а так же опорные пневмоэлементы.

Известно, что изменить частотную характеристику системы и тем самым повысить ее эффективность, с точки зрения виброзащиты, можно за счет изменения жесткости упругих элементов или массы.

Однако увеличение массы кабины за счет установки на нее различных баков, балластов и т.п. отрицательно сказывается на показателях безопасности оператора, а в ряде случаев приводит к нежелательному увеличению массы машины. Поэтому снижение уровня динамического воздействия на рабочем месте оператора целесообразно проводить путем изменения упруго-вязких характеристик элементов подвески кабины и кресла оператора.

В любой ЗМ может быть реализована трехкаскадная система виброзащиты, элементами которой будут: элементы ходового оборудования, подвеска кабины и подвеска кресла оператора (рисунок 7).

Подвеска РО Подвеска РО Рисунок 7 – Схема распространения вибрации от ее источников к оператору автогрейдера в транспортном режиме Пневмошины оказывают существенное влияние на плавность движения ЗМ, что определяется такими основными характеристиками как радиальная статическая и динамическая жесткости и демпфирующая способность. Изменяя давление в шине, возможно регулировать ее жесткость в широких пределах. Однако, давление воздуха оказывает большое влияние на срок службы шины. Для конкретной модели и типоразмера шины имеется определенное значение давления воздуха, при котором она имеет максимальный срок службы (рисунок 8).

Рисунок 8 - Изменение срока службы пневматической шины в зависимости от изменения давления воздуха в ней (по данным Тарановского Е.Н.) Исследования проводились на математических моделях автогрейдеров, экскаваторов и других ЗМ. При этом были зафиксированы большие значения обобщенных координат, коэффициенты жесткости и вязкости элементов рабочего оборудования.

Варьируемым параметром были коэффициенты жесткости пневмошин С. Давление в шинах р варьировалось в диапазоне от - 10 до +10% от номинального. По известными зависимостям C = f ( p) определялась жесткость пневмошин.

Проведенные на ПЭВМ исследования показали, что изменение жесткости пневмошин в рассматриваемом диапазоне практически не оказывает влияния на уровень динамических воздействий на рабочем месте оператора (рисунок 9). Таким образом, можно сделать вывод, что изменение давления воздуха в пневмошине, в рассмотренном диапазоне не снижает ее ресурс, но и не позволяет снизить уровень динамического воздействия на рабочем месте оператора ЗМ до допустимых норм.

Исследования подвесок кабин ЗМ проводилось при различных режимах работы. Динамические воздействия на машину формировались в зависимости от исследуемого режима работы. В качестве типовых были выбраны следующие режимы:

- стоянка со включенным двигателем – воздействие со стороны СУ;

- транспортный режим – воздействие от СУ и со стороны микрорельефа;

- рабочий режим – воздействие со стороны СУ и со стороны разрабатываемого грунта (со стороны АРО).

Рисунок 9 - Зависимость изменения среднеквадратического значения && виброускорения q от изменения жесткости шин переднего моста автогрейдера:

1 – рама автогрейдера; 2 – кресло оператора; 3 – пол кабины Исследования проводились при фиксированных значениях обобщенных координат, которые принимали значения соответствующие рассматриваемому режиму. Коэффициенты жесткости и вязкости РО, опорных элементов, подвески кресла оператора принимали фиксированные значения, соответствующие базовой модели рассматриваемой машины.

Варьируемыми параметрами были коэффициенты жесткости и вязкости элементов подвески кабины.

В ходе решения на ПЭВМ системы дифференциальных уравнений (1) определялись обобщенные координаты, первая и вторая производные, а также их среднеквадратические значения по всем обобщенным координатам.

В качестве примера на рисунке 10 представлена зависимость среднеквадратической величины виброскорости кабины от жесткости и вязкости элементов подвески кабины легкого автогрейдера.

Полученные зависимости были аппроксимированы уравнениями следующего вида:

a a a a & q4 = KK1 b3 + KK 2 b2 + KK3 b + KK 4, (10) a a a a где KK1, KK 2, KK3, KK 4 - коэффициенты, зависящие от коэффициента жесткости подвески кабины; b – коэффициент вязкости подвески кабины.

Дальнейшие исследования на ПЭВМ полученных зависимостей позволили определить оптимальные, а в ряде случаев, рациональные значения параметров, обеспечивающих снижение уровня динамического воздействия на рабочем месте оператора, до значений, установленных санитарными нормами, соответствующих критерию безопасности. При решении задач оптимизации по двум параметрам использовался метод координатного спуска. Минимальное значение целевой функции получено для коэффициентов жесткости единичного упругого элемента подвески кабины автогрейдера 2,5104 Н/м, коэффициента вязкости - в диапазоне 2,5104 … 4,5104 Нc/м (рисунок 9).

, м/с & q 0,0,0, 1, 2,0,103 В, Нc/м 0,0,5 1,5 2,5 10 20 104 С, Н/м Рисунок 10 – Зависимость среднеквадратической величины виброскорости кабины от жесткости и вязкости элементов подвески кабины Важным этапом исследований было выявление функциональных зависимостей уровня динамического воздействия на оператора от упруго-вязких характеристик подвески кресла. Исследования проводились на математических моделях автогрейдеров, экскаваторов и других ЗМ. Динамические воздействия, как и в предыдущем случае, формировались в различных сочетаниях. Большие значения обобщенных координат, коэффициенты жесткости и вязкости были зафиксированы и соответствовали базовой модели, рассматриваемой ЗМ.

В качестве примера на рисунке 11 представлена зависимость среднеквадратической скорости колебаний кресла с оператором экскаватора ЭО-3322Б от упруго-вязких характеристик подвески кресла.

Полученные зависимости были аппроксимированы функциями следующего вида:

э э = K1 bK2, (11) & qэ э где K1, K2 - коэффициенты, зависящие от коэффициента жесткости подвески кресла.

, м/с & q0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0,9000,0,0,1 4000,0,0 80 8 х 103 С, Н/м 0,0625 0,2500 0,4375 0,6250 0,81 0,25 0,5 х104 В, Н.с/м 0,Рисунок 11 – Зависимость среднеквадратичной скорости колебаний кресла с оператором экскаватора ЭО-3322Б от упруго-вязких характеристик подвески кресла Решение задач оптимизации позволило определить рациональные значения коэффициентов жесткости и вязкости подвески кресла оператора, обеспечивающих возможный и достаточный минимум целевой функции. Например, для экскаваторов 2-й размерной группы С = 1,5105 Н/м, b=510 … 1950 Нc/м, для экскаваторов 3-й, 4-й размерных групп С = 7104 Н/м, коэффициент вязкости b = 0,8104 Нc/м Исследования проводились на многомассовых моделях, в которых, в отличие от предшествующих работ, РО были представлены отдельными массами, с наложенными на них упруго-вязкими связями. Это позволило выявить, что на уровень динамического воздействия на машину и рабочее место оператора оказывают влияние не только параметры связей, но и положение элементов РО в пространстве (рисунок 12).

10-4 &,.м/с q0,0,0,0,О 0 90 1Рисунке 12 - Влияние положения АРО на величину среднеквадратической скорости на рабочем месте оператора В качестве примера ни рисунке 13 представлена зависимость влияния положения элементов РО экскаватора третьей размерной группы на амплитуду колебаний рабочего места оператора.

&& 10-3 q, м/с 0,0,0, Z, м -7 -6 -5 -4 -3 -2 -1 0 1 14 15 3 18 6 Х, м Рисунок 13 – Зависимость амплитуды колебаний рабочего места оператора экскаватора ЭО-3322Б от положения элементов рабочего оборудования в пространстве Установлено, что положение элементов РО экскаватора существенно влияет на амплитуду колебаний рабочего места оператора.

Максимальное значение амплитуды колебаний кабины получены для минимального вылета РО в верхней и нижней части рабочей зоны.

Таким образом, наиболее неблагоприятным расчетным положением РО, с точки зрения передачи динамических воздействий, является положение, соответствующее минимальному вылету АРО, для которого и были проведены дальнейшие исследования.

Параметры динамических связей РО оказывают существенное влияние на величину динамических воздействий как на машину, так и рабочее место оператора. В качестве примера на рисунке 14 показана зависимость среднеквадратического значения скорости колебаний рабочего места оператора от жесткости элементов РО экскаватора ЭО3322Б. Возмущающее воздействие формировалось в виде последовательных импульсов, моделирующих работу АРО.

Проведенные исследования позволили определить, что установка дополнительного упругого элемента в шарнир гидроцилиндра стрелы, обеспечивающего уменьшения жесткости подвеса, позволяет снизить уровень динамических воздействий на саму машину и рабочее место оператора во всем диапазоне частот возмущающих воздействий со стороны АРО в 1,5 … 3 раза.

10-3 &, м/с q0,С0,0,С0,С0,2.106 2.107 С, Н/м Рисунок 14 – Зависимость среднеквадратического значения скорости колебаний рабочего места оператора от жесткости элементов рабочего оборудования экскаватора ЭО-3322Б Установлено, что положения элементов РО и упруго-вязкие характеристики их гидроцилиндров оказывают существенное влияние на динамические воздействия как на саму машину, так и на рабочее место оператора. Определены значения жесткости и вязкости гидроцилиндров РО, обеспечивающие снижение динамических воздействий на машину в 1,5 … 3 раза во всем частотном диапазоне.

В пятой главе приведены результаты теоретических исследований ВЗС ЗМ на основе резинокордных оболочек (РКО) с переменными параметрами, установленными в подвеске кабины.

Анализ конструкций подвесок кабин и сидений ЗМ показал, что РКО позволяют изменять параметры ВЗС в широком диапазоне.

Изменение параметров подвесок можно проводить различными способами. Наиболее распространенными являются: подключение дополнительного объема, установленного параллельно основной РКО, изменение давления внутри оболочки. Формула для определения жесткости сферической РКО, нагруженной внешними статической и динамической силами имеет вид:

dРуп Voк 2 о Vo к dS о С = = к рабс к+1 S + рабс - ратм + Соб, (12) dh V dh V где Руп – упругая сила РКО; к – показатель политропы; V, Vо –объем оболочки в текущий и в начальный моменты времени;

о рабс – абсолютное давление внутри РКО в начальный момент времени;

ратм – атмосферное давление; S – площадь опорной поверхности;

Соб – собственная жесткость РКО.

Анализ зависимости (12) показал, что жесткость РКО прямо пропорциональна квадрату опорной площади РКО, S и скорости увеличения рабочей площади, dS/dh.

Следовательно, изменять вид Р упругой характеристики РКО можно h путем формирования опорной I поверхности определенной II конфигурации.

d R Проведенный анализ конструкций Rуп пневматических виброизоляторов кабины показал, что целесообразно в качестве упругих элементов использовать тороидальные РКО.

h Жесткость таких РКО, установленных Рисунок 15 - Расчетная схема на n сферических упорах (рисунок 15) тороидальной РКО будет равна:

2 R уп - hст pо к hст (4 R - hст ) абс уп Cст = n pизб + , (13) 2 4 b где Rуп - радиус полусферы опорного элемента; hст – величина статической осадки; b = V/S – приведенная высота столба газа.

Изменяя количество и радиус опорных элементов, можно получить необходимую упругую статическую характеристику. В качестве примера на рисунке 16 представлены зависимости жесткости РКО от радиуса опорных элементов (Rуп).

Исследование подвески кабины с линейной статической характеристикой при совместном воздействии ударной и вибрационной нагрузок показал, что при значениях амплитуды перемещениия центра масс автогрейдера >1.10-2 м и одновременном действии удара система с линейной статической характеристикой теряет свои виброзащитные способности. В качестве примера на рисунке 17 показаны виброускорения на полу кабины при совместном действии удара и вибрации с различными амплитудами. Из графиков видно, что виброускорения на полу кабины значительно превышают допустимые значения, установленные санитарными нормами.

х105С, Н/м, м/с&& q 1,10 1, 1, 6 0,0, 0, 0,0 0,5 1,0 1,5 х10-2 Rуп, м 3,0 0,0 2 4 6 8 10 12 f, Гц Рисунок 17 – Виброусокрение на полу кабины при Рисунок 16 - Зависимость жесткости совместном действии удара и вибрации при РКО от радиуса опорных элементов:

амплитуде колебаний рамы автогрейдера:1 – 1.10-1 – при статической осадке 2.10-2 м;

м; 2 – 2.10-2 м;

2 – при статической осадке 1.10-2 м 3 – 2,5.10-2 м; 4 – предельно-допустимое значение Проведенные теоретические исследования позволили определить необходимый вид упругой статической характеристики подвески кабины. Используя зависимость (13) были определены количество и радиус опорных элементов. Исследования подвески кабины с нелинейной статической характеристикой проводились для следующих видов и сочетании возмущающих воздействий: ударное воздействие;

полигармоническое и ударное воздействие; стохастическое (воздействие со стороны микрорельефа на элементы ходового оборудования) и ударное воздействие. Ударный импульс и низкочастотная составляющая имели одинаковую фазу. Удар моделировался импульсом (5) продолжительностью =0,001 … 0,005 с.

Амплитуда виброускорений центра масс автогрейдера &&1=2g, x =2g, z &&&& y =g.

Проведенный анализ поведения системы при сложном динамическом воздействии, каким является совместное воздействие вибрации и удара, показал, что система с нелинейной упругой статической характеристикой и линейным демпфированием (рисунок 18) обеспечивает достаточную ударозащиту и приемлемый динамический ход в переходном режиме (1,2 … 2,0 х10-2 м), который можно реализовать в подвесках с РКО.

В шестой главе приводятся результаты теоретических исследований ВЗС ЗМ на основе ГК.

Исследования, проведенные с использованием многомассовых пространственных расчетных схем и составленных на их основе математических моделей ЗМ, позволили выявить, что свойства динамических связей каждой из рассматриваемых масс влияют на состояние всей динамической системы. В связи с этим была выдвинута гипотеза о том, что изменяя параметры динамических связей системы, можно добиться снижения уровня динамического воздействия на рабочем месте оператора.

&& && Z2, м/с2 x10-1 Z2, м/с 11----1--10 50 100 150 200 250 30 0,005 0,1 0,15 0,2 t, с 0,Рисунок 18 - Виброускорение на полу кабины при совместном действии вибрации и удара Проведенный анализ состояния вопроса показал, что рабочие органы ЗМ, имеющие значительные по величине инерционные характеристики, которые оказывают существенное влияние на поведение динамической системы, предшествующими исследователями не рассматривались в качестве элементов ВЗС.

Для проверки выдвинутой гипотезы были проведены исследования влияния динамических характеристик РО машин и упруго-вязких связей их подвесок на динамическую нагруженность самой машины и рабочего места оператора.

В качестве примера приведены результаты исследований, которые проводились на динамических системах автогрейдера, рабочий орган которого расположен в базе машины и экскаватора.

При проведении данных исследований был зафиксирован ряд параметров динамических систем. Большие значения обобщенных координат соответствовали транспортному положению. Коэффициенты жесткости и вязкости элементов ЗМ соответствовали параметрам серийно выпускаемых машин. Исследовалось влияние коэффициентов жесткости и вязкости подвесок РО. Нижние границы выбирались из условия недопустимости колебаний элементов РО на угол более 5о от положения равновесия, верхние – соответствовали коэффициентам жесткости гидроцилиндров РО в транспортном положении.

На рисунке 19, в качестве примера, показаны зависимости величин среднеквадратических значений виброускорений && на раме q автогрейдера, кресле оператора и полу кабины от коэффициента жесткости подвески грейдерного отвала. Анализ полученных зависимостей позволяет сделать вывод, что жесткость подвески РО существенно влияет на величину динамического воздействия на рабочем месте оператора и саму машину.

Рисунок 19 – Изменение среднеквадратического значения виброускорения при изменении жесткости подвески грейдерного отвала: 1 – рамы автогрейдера;

2 – на кресле оператора; 3 – на полу кабины Сравнительный анализ влияния приведенных коэффициентов жесткости гидроцилиндров подвесок РО показал, что эффективность использования в качестве динамического гасителя грейдерного отвала на 30% выше по сравнению с бульдозерным отвалом.

Проведенные исследования позволили сделать вывод, что существенное влияние на величину динамических воздействий как на экскаватор, так и на рабочее место оператора оказывают коэффициенты жесткости гидроцилиндров стрелы (рисунок 20) и рукояти, а коэффициенты жесткости гидроцилиндров бульдозерного отвала и ковша (АРО) практически не оказывают никакого влияния.

Таким образом, подтверждена гипотеза о том, что снижения уровня динамического воздействия на рабочем месте оператора и саму машину можно добиться рациональным выбором параметров динамических связей системы и, в частности, элементов РО ЗМ.

Важным этапом исследований было получение функциональных зависимостей уровня динамического воздействия на машины и рабочее место оператора от параметров подвесок РО ЗМ.

q2, рад 0,00,00,00,00,00,0 1.104 1.105 С13, Рисунок 20 – Зависимость среднеквадратичного значения угла поворота экскаватора от приведенной жесткости гидроцилиндра стрелы В результате теоретических исследований были получены зависимости уровня динамического воздействия на полу кабины, кресле оператора от коэффициентов жесткости и вязкости, приведенных к штокам гидроцилиндров подъема и опускания тяговой рамы автогрейдера (рисунок 21).

Полученные в ходе исследования зависимости среднеквадратического значения виброускорения рамы автогрейдера && && q и кресла оператора q от значений приведенных коэффициентов 4 жесткости С и вязкости В были аппроксимированы следующими уравнениями:

A A &&q = KK1eK K 2 C ; (14) A A && q7 = KC1eKC2 C, (15) где В, С – значения соответственно коэффициентов вязкости и жесткости, приведенных к штокам гидроцилиндров подъема и A A A A опускания тяговой рамы; KK1, KC1, KK 2, KC2 - параметры, зависящие от коэффициента вязкости В.

Решение задач оптимизации позволило определить, что наименьшее значение виброускорения на рабочем месте оператора, например, автогрейдера ДЗ-98 будет при коэффициенте вязкости В=1·103 Н·с/м и коэффициентов жесткости С =2,0·105…5,0·105 Н/м. При этом амплитуда угловых колебаний тяговой рамы не превышает 4,2о.

В качестве примера на рисунках 22 и 23 показаны зависимости среднеквадратического значения угла поворота экскаватора от приведенного коэффициента жесткости и вязкости гидроцилиндров стрелы и рукояти.

Рисунок 21 – Зависимость среднеквадратического значения виброускорения на полу кабины от жесткости и вязкости, приведенных к штокам гидроцилиндров подъема и опускания тяговой рамы автогрейдера Полученные в ходе исследования зависимости были аппроксимированы следующими выражениями:

эс эс эс эс эс q = K С134 - K С133 + K С132 - K С13 + K ; (16) рр1 р2 р3 рэс эс эс эс эс q = Kк1 С134 + Kк2 С133 - Kк3 С132 + Kк4 С13 + K ; (17) рэс эс эс эс эс q = Kc1 С134 + Kc2 С133 - Kc3 С132 + Kc4 С13 + Kc5, (18) эс эс эс где K, Kк, Kс – параметры, зависящие от значения приведенного рi i i коэффициента вязкости стрелы.

0,00,00,00,00,01.104, b3, Н с/м 0,01.11.104 1.105 С13, Н/м 1.1Рисунок 22 – Зависимость среднеквадратичного угла поворота экскаватора от значений приведенных коэффициентов жесткости и вязкости гидроцилиндра стрелы q2, рад 0,00,00,00,0 1.104, b4, Н с/м 0,01.10,0 1.104 1.105 С14, Н/м 1.1Рисунок 23 – Зависимость среднеквадратичного угла поворота экскаватора от значений приведенных коэффициентов жесткости и вязкости гидроцилиндра рукояти эр эр эр эр эр q = K С144 - K С143 + K С142 - K С14 + K ; (19) р1 р2 р3 р4 рэр эр эр эр эр q = -Kк1 С144 + Kк2 С143 + Kк3 С142 - Kк4 С14 + Kк5 ; (20) эр эр эр эр эр q = -Kc1 С144 + Kc2 С143 - Kc3 С142 - Kc4 С14 + Kc5, (21) эр эр эр где K, Kк, Kс – параметры, зависящие от значения приведенного рi i i коэффициента вязкости рукояти.

В результате решения задач оптимизации были получены значения коэффициентов жесткости и вязкости гидроцилиндров стрелы и рукояти, обеспечивающие минимальные значения колебаний экскаватора, кабины и кресла оператора.

Оптимальные значения приведенных коэффициентов жесткости составляют:

- для гидроцилиндра стрелы - для гидроцилиндра рукояти С13 = 6,0104 Н/м q2 = min; С14 = 1,4104 Н/м q2 = min;

С13 = 9,0104 Н/м q15 = min; С14 = 1,8104 Н/м q15 = min;

С13 = 8,5104 Н/м q20 = min. С14 = 1,8104 Н/м q20 = min.

Таким образом, можно сделать вывод, что в качестве ГК наиболее целесообразно использовать рукоять экскаватора, поскольку минимальные значения колебаний кабины, экскаватора и кресла оператора получены для значений приведенного коэффициента жесткости гидроцилиндра рукояти С14 = 1,8104 Н/м, при этом колебания самого экскаватора также близки к минимальному значению. Значение приведенного коэффициента вязкости гидроцилиндра рукояти следует принимать равным 1,0103 Нc/м.

Научный и практический интерес представляют зависимости уровня динамических воздействий от скорости ЗМ при движении по разным типам микрорельефов. В работе представлены результаты исследований влияния скорости и типа микрорельефа на величину динамических воздействий на рабочем месте оператора.

В качестве примера на рисунке 24 показана зависимость && изменения среднеквадратического значения виброускорения q на кресле оператора от скорости движения автогрейдера и высоты неровностей микрорельефа.

..

q7, м/с0,0,0,III 0,II I 0 30 v, км/ч 10 20 Рисунок 24 – Зависимость среднеквадратического значения виброускорения && q на кресле оператора от скорости движения автогрейдера и высоты неровностей микрорельефа: I – грунтовая дорога первого класса;

II – грунтовая дорога второго класса; III – грунтовая дорога третьего класса Полученные в результате исследований зависимости были аппроксимированы следующими выражениями:

& q& = KK1 eKK 2 C, (22) & q& = KC1 eKC2 C, (23) где KK1, KK 2, KC1, KC2 – параметры, зависящие от скорости.

KK & q& = KK1 V, (24) KC&& q = KC1 V, (25) где KK1, KK 2, KC1, KC2 – параметры, зависящие от значений приведенных коэффициентов жесткости подвески грейдерного отвала.

Анализ полученных зависимостей позволил сделать следующие выводы: уровень динамических воздействий на автогрейдер существенно зависит от скорости движения автогрейдера. C увеличением скорости движения автогрейдера на грунтовых дорогах разных классов происходит понижение уровня динамических воздействий: на кресле оператора с 0,3 м/с2 (при скорости 10 км/ч) до 0,2 м/с2 (при скорости 40 км/ч); на полу кабины – с 0,07 м/с2 (при скорости 10 км/ч) до 0,03 м/с2 (при скорости 40 км/ч). Ухудшение качества дороги приводит к увеличению уровня колебаний рабочего места оператора до 10%. При движении автогрейдера со скоростью км/ч при значениях жесткости, приведенной к штокам гидроцилиндров подъема и опускания тяговой рамы С10=С11=5,0·1Н/м, наблюдается значительное увеличение виброускорения на полу кабины. Минимальное значение уровня динамических нагрузок на кресло оператора наблюдается при значениях приведенной жесткости гидроцилиндров подъема и опускания тяговой рамы, лежащих в диапазоне С10=С11=2,0·105 …4,0·105 Н/м.

Проведенные на ПЭВМ исследования влияния скорости движения экскаватора и параметров микрорельефа на величину динамических воздействий на рабочем месте оператора показали, что при увеличении скорости экскаватора, при движении его по одному и тому же типу микрорельефа, величина угловых колебаний возрастает. Колебания экскаватора и рабочего места оператора возрастают также и при увеличении высоты неровностей микрорельефа. Минимальные значения колебаний при различном сочетании скорости и типа микрорельефа получены для одного и того же коэффициента жесткости упругого элемента рукояти.

В седьмой главе представлены результаты экспериментальных исследований ЗМ.

Проведение экспериментальных исследований было обусловлено следующими задачами:

- экспериментальное определение и уточнение численных значений параметров:

--определение численных значений параметров ЗМ, входящих в математическую модель (рисунок 25);

-- определение уровня вибрации на рабочем месте оператора;

-- определение источников и путей распространения вибрации;

- подтверждение адекватности математических моделей;

- подтверждение работоспособности инженерных решений и определение их эффективности в производственных условиях.

Экспериментальные исследования проводились в лабораториях СибАДИ, КБ Транспортного машиностроения, ООО «Дортехцентр» г.Омска, ОАО «Мостовое ремонтно-строительное управление» г.Омска, ОАО «ОмскВодоканал» г.Омска.

Исследования проводились на автогрейдере ДЗ-98В, экскаваторе ЭО-2621В2, бульдозере на базе трактора ЗТМ-60 и других ЗМ на базе промышленного трактора ЗТМ-60.

В работе описаны аппаратура (рисунок 26), датчики, приведены фрагменты осциллограмм, представлены численные значения полученных параметров.

Оценка адекватности математической моделей проведена как для отдельных подсистем, так и для всей динамической системы в целом.

Адекватность математических моделей автогрейдеров и экскаваторов подтверждена путем сравнения статических характеристик и переходных процессов, полученных на ПЭВМ и на реальных машинах.

Погрешность составила для статических характеристик не более 5%; для переходных процессов – по начальной ординате A14%, по периоду Т11% и по коэффициенту затухания 12%.

а) б) Рисунок 25 – Определение коэффициента жесткости:

а) пневмоколеса; б) виброизолятора кабины Адекватность математической модели возмущающих воздействий со стороны ДВС подтверждена путем сравнения теоретических и экспериментальных характеристик, при этом погрешность составила менее 5%.

На основании результатов теоретических исследований был разработан универсальный резиновый виброизолятор кабины (рисунок 27), который был внедрен в серийное производство на ПО «Завод транспортного машиностроения» г.Омска.

Исследования подвески кабины ЗМ на базе трактора ЗТМ-60, оборудованной амортизаторами на базе резино-кордных оболочек с переменными параметрами, проводились в ООО «Дортехцентр» г.Омска. Результаты экспериментальных исследований подтвердили работоспособность и эффективность предложенной конструкции амортизатора кабины.

Проведенные теоретические и экспериментальные исследования позволили сформировать методику расчета основных параметров ВЗУ на основе резинокордных оболочек с переменными параметрами.

Рисунок 26 – Общий вид Рисунок 27 - Виброизоляторы кабины измерительного комплекса экскаватора ЭО-2621ВИспытания экскаватора ЭО-2621 и автогрейдера ДЗ-98, оборудованных ГК, проводились на базе Областного государственного унитарного предприятия "Мостовое ремонтно-строительное управление" г.Омска. В результате испытаний доказано, что использование в качестве ГК рукояти позволяет повысить транспортную скорость экскаватора по грунтовым дорогам с 15 до км/ч. Использование рабочего оборудования автогрейдера в качестве динамического ГК позволило снизить уровень динамических воздействий на рабочем месте оператора в транспортном режиме на – 25 %. Данные технические решения (рисунок 28) были защищены патентом.

3 а) б) Рисунок 28 – Конструкции амортизатора кабины на базе РКО:

а – с линейной, б – с нелинейной статической характеристикой 1 – корпус, 2 – крышка, 3 – шток, 4 – РКО, 5 – упоры Проведенные теоретические и экспериментальные исследования позволили разработать методику определения основных параметров ГК ЗМ на базе промышленного трактора ЗТМ-60. Данная методика была внедрена в ФГУП КБТМ г.Омска.

Техническое задание на разработку ВЗС Выделение Синтез моделей Синтез моделей основных объекта динамических требований к ВЗС виброзащиты на воздействий на основе (критериев основе типовых типовых моделей эффективности) моделей Метод структурного Метод Методика оценки синтеза параметрического эффективности ВЗС синтеза Информационно-логические модели поддержки принятия решений Расчет основных Выбор структуры Проверка по характеристик ВЗУ (размеры, ВЗС, дополнительным коэффициенты жесткости, элементов ВЗУ, условиям вязкости, давление, мест установки статическая осадка, динамический ход и т.д.) Анализ статических и динамических характеристик;

частотный и спектральный анализ;

параметрическая оптимизация Предложение возможных инженерных решений Отбор проекта ВЗС с наилучшими технико-экономическими показателями Сдача заказчику описания ВЗС, структуры, элементной базы, основных характеристик Рисунок 29 – Блок-схема методики проектирования ВЗС ЗМ В результате обобщения результатов теоретических и экспериментальных исследований ВЗС ЗМ была разработана методика проектирования ВЗС ЗМ (рисунок 29).

Результаты производственных испытаний, внедрение инженерных разработок, рекомендаций и методик подтверждены соответствующими протоколами и актами, представленными в приложении к диссертации.

В приложении к диссертации представлен расчет ожидаемой экономической эффективности от использования разработанных ВЗС ЗМ.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ 1. Решена научно-техническая проблема снижения динамических воздействий на землеройные машины, имеющая важное значение для повышения безопасности эксплуатации машин.

2. Разработаны математические модели рабочего и транспортного процессов землеройных машин, представляющие собой сложные динамические системы, в которых упорядоченно взаимодействуют подсистемы: базовая машина, рабочие органы, оператор, микрорельеф, силовая установка, средства виброзащиты.

3. Установлены зависимости уровня динамического воздействия на землеройные машины, рабочее место оператора от упруго-вязких характеристик элементов подвесок кабины, кресла оператора, подвеса рабочих органов.

4. Определены численные значения параметров, входящих в математические модели; подтверждена адекватность математических моделей; подтверждена работоспособность и эффективность предложенных инженерных решений.

5. Изложены научно-обоснованные технические решения создания виброзащитных систем, внедрение которых вносит значительный вклад в повышение безопасности операторов землеройных машин.

6. Предложен способ снижения динамических воздействий на рабочее место оператора и саму машину, использованием рабочего органа в качестве гасителя колебаний, который получил практическую реализацию.

7. Обоснованы теоретически и экспериментально подтверждены рациональные значения параметров элементов подвесок кабины, кресла оператора и рабочих органов, позволяющие снизить уровень динамических воздействий на машины и рабочие места операторов.

8. Созданы, испытаны и внедрены инженерные разработки, новизна которых подтверждена патентами.

9. Разработаны и внедрены в производство методики расчета основных параметров виброзащитных систем.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ:

1. Корчагин, П.А. Анализ конструкции подвесок кабины [Текст] / П.А.

Корчагин, В.В. Столяров // Тракторы и сельскохозяйственные машины – 2007. – №3. – С41–42.

2. Корчагин, П.А. Анализ подвески кабины автогрейдера на базе трактора ЗТМ-82 [Текст] / П.А. Корчагин, И.А. Чакурин, А.А. Рахаев // Тракторы и сельскохозяйственные машины – 2007. – №10. – С.36–38.

3. Корчагин, П.А. Анализ подвески кабины автогрейдера с линейной и нелинейной упругой характеристикой [Текст] /П.А. Корчагин, И.А. Чакурин // Известия высших учебных заведений. Строительство– 2007. – №12 – С.64 – 67.

4. Корчагин, П.А. Динамическое воздействие на оператора одноковшового экскаватора [Текст] / П.А. Корчагин // Строительные и дорожные машины. – 2007. – №2. – С. 36–37.

5. Корчагин, П.А. Математическая модель системы «экскаватор - человекоператор» [Текст] /П.А. Корчагин, В.В. Столяров // Известия высших учебных заведений. Строительство– 2007. – №11 – С.78 – 83.

6. Корчагин, П.А. Математическое представление микрорельефа грунтовой поверхности [Текст] /П.А. Корчагин, И.А. Чакурин // Известия высших учебных заведений. Строительство– 2007. – №10 – С.62 – 66.

7. Корчагин, П.А. Подвеска кабины с нелинейной упругой характеристикой [Текст] / П.А. Корчагин, И.А. Чакурин, А.А. Рахаев // Тракторы и сельскохозяйственные машины – 2008. – №3. – С.33–34.

8. Корчагин, П.А. Снижение угловых продольных колебаний экскаватора [Текст] / П.А. Корчагин, Э.И. Шелепов // Строительные и дорожные машины – 2008. – №5. – С.48–49.

9. Корчагин, П.А. Сравнительные характеристики пассивных и активных виброзащитных систем [Текст] / П.А. Корчагин, В.В. Столяров // Строительные и дорожные машины – 2007. – №9. – С.43–44.

10. Корчагин, П.А. Средства вибрационной защиты [Текст] / И.А. Чакурин, П.А. Корчагин // Строительные и дорожные машины. – 2007. – №5. – С. 51–53.

11. Корчагин, П.А. Управление жесткостью резинокордной оболочки [Текст] /П.А. Корчагин, В.В. Столяров // Известия высших учебных заведений.

Строительство– 2007. – №8 – С.83 – 87.

12. Корчагин, П.А. Снижение динамических воздействий на одноковшовый экскаватор [Текст] : монография / В.С. Щербаков, П.А. Корчагин. – Омск: Изд-во СибАДИ, 2000.–147 с.

13. Корчагин, П.А. Снижение динамических воздействий на оператора автогрейдера на базе трактора ЗТМ-82 [Текст] : монография / П.А. Корчагин, А.И.

Степанов. – Омск: Изд-во СибАДИ, 2003.–84 с.

14. Корчагин, П.А. Снижение динамических воздействий на оператора автогрейдера в транспортном режиме [Текст] : монография / П.А. Корчагин, И.А.

Чакурин, Е.А. Корчагина. – Омск: Изд-во СибАДИ, 2009. – 195 с.

15. Корчагин, П.А. Снижение уровня угловых продольных колебаний экскаватора [Текст] : монография / П.А. Корчагин, Э.И. Шелепов. – Омск: Изд-во СибАДИ, 2005.–92 с.

16. Корчагин, П.А. Адаптивная виброзащитная система экскаватора [Текст] / П.А. Корчагин, В.В. Столяров // Материалы III Всероссийской научнопрактической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых. – Омск:

Изд-во СибАДИ. – 2008. – С. 39-17. Корчагин, П.А. Активные виброзащитные системы [Текст] / П.А.

Корчагин, В.В. Столяров // Межвузовский сборник трудов студентов, аспирантов и молодых ученых. – Омск: СибАДИ, 2005. – Вып. 2. – Ч.1. – С.11-18. Корчагин, П.А. Гидропневматическая виброзащитная система автогрейдера [Текст] / П.А. Корчагин, И.А. Чакурин // Материалы III Всероссийской научно-практической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых. – Омск.: Изд-во СибАДИ. – 2008. – С. 43-19. Корчагин, П.А. Датчики виброзащитных систем [Текст] / П.А.

Корчагин, В.В. Столяров // Материалы 1 Всероссийской научно-практической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых. – Омск, СибАДИ. – 2006.

– Книга 3. – С.22-20. Корчагин, П.А. Исследование зависимости величины виброускорения на рабочем месте оператора от микрорельефа и скорости движения автогрейдера [Текст] / П.А. Корчагин, И.А. Чакурин // Материалы 62-й научно-технической конференции СибАДИ. – Омск: СибАДИ, 2008. – Кн. 2 – С. 206-221. Корчагин, П.А. Математическая модель землеройной машины на базе трактора зтм–60(82) [Текст] / П.А.Корчагин, В.С.Щербаков, Д.А.Покотило. – Омск.: СибАДИ, 2000.– 33 с.– Деп. ВИНИТИ, 15.05.00, №1399–В00.

22. Корчагин, П.А. Математическая модель автогрейдера на базе ЗТМ-(82) [Текст] / П.А. Корчагин, А.И. Степанов// Современные технологии при создании продукции военного и гражданского назначения: Сб. докладов Технологического конгресса. – Омск: Изд-во ОмГТУ, 2001. – Ч.1. – С47-23. Корчагин, П.А. Математическая модель землеройной машины на базе трактора ЗТМ-60 (82) [Текст] / П.А. Корчагин, Д.А. Покотило, В.С. Щербаков. – Омск.: СибАДИ, 2000. – 33 с. – Деп. в ВИНИТИ, 15.05.00, 1399 – В24. Корчагин, П.А. Математическая модель системы «экскаватор – человек –оператор» [Текст] / П.А. Корчагин, В.В. Столяров // Роль механики в создании эффективных материалов, конструкций машин ХХI века // Труды Всероссийской научно-технической конференции. - Омск.: СибАДИ. – 2006. – С.288-225. Корчагин, П.А. Математическое моделирование динамических систем в однородных координатах [Текст] /П.А. Корчагин, Э.И. Шелепов// Материалы IV международной научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и машин» - Омск. – 2002. – С127-126. Корчагин, П.А. Обзор и анализ конструкций подвесок кабин строительных и дорожных машин [Текст]– Омск.: СибАДИ, 1996. – 11с. – Деп. в ВИНИТИ, 18.01.97, №127–В97.

27. Корчагин, П.А. Обзор и анализ виброзащитных сидений строительных и дорожных машин [Текст]– Омск.: СибАДИ, 1996. – 12с. – Деп. в ВИНИТИ, 18.01.97, №128–В97.

28. Корчагин, П.А. Повышение безопасности движения экскаватора ЭО2621 [Текст] /П.А. Корчагин, Э.И. Шелепов// Материалы международной научнотехнической конференции, посвященной 100-летию со дня рождения доктора технических наук, профессора К.А. Артемьева. – Омск: СибАДИ, 2005.

29. Корчагин, П.А. Повышение транспортной скорости одноковшовых экскаваторов путем снижения уровня динамического воздействия на человекаоператора [Текст] / Щербаков В.С., Корчагин П.А. // Материалы международной научно-практической конференции "Город и транспорт". В 2-х частях. Часть 1.

Управление экономикой в условиях рынка / под ред. А.Р. Нелепова. – Омск.:

СибАДИ, 1996. - С. 151-152.

30. Корчагин, П.А. Результаты производственных испытаний экскаватора ЭО-2621В-2 [Текст] / П.А. Корчагин. – Омск.: СибАДИ, 2000. – 8 с. – Деп. в ВИНИТИ, 15.05.00, 1400 – В31. Корчагин, П.А. Результаты экспериментальных исследований динамической системы «экскаватор – человек–оператор» [Текст] / В.С.Щербаков, А.Н.Пивцаев, П.А.Корчагин. – Омск.: СибАДИ, 2000.– 18 с.– Деп. ВИНИТИ, 15.05.00, №1402–В00.

32. Корчагин, П.А. Система виброзащиты оператора автогрейдера на базе трактора ЗТМ-60 [Текст] / П.А. Корчагин, А.И. Степанов// Тезисы докладов Международной конференции молодых ученых и студентов «Актуальные проблемы современной науки». - Самара.: СамГТУ. – 2001. – С.168.

33. Корчагин, П.А. Снижение виброактивности рабочего места оператора ЗТМ использованием динамического гасителя колебаний [Текст] / П.А. Корчагин, И.А. Чакурин // Вестник СибАДИ: Научный рецензируемый журнал. – Омск.:

СибАДИ. – 2008. – Выпуск 4. – С. 34-34. Корчагин, П.А. Снижение вибронагруженности рабочего места оператора автогрейдера на базе трактор ЗТМ-82 [Текст] / П.А. Корчагин, И.А.

Чакурин // Вестник СибАДИ: Научный рецензируемый журнал. – Омск: СибАДИ.

- №1 (11). – 2009. – С. 10-35. Корчагин, П.А. Снижение динамических воздействий на оператора автогрейдера/ П.А. Корчагин, А.И. Степанов// Материалы Международной научно-практической конференции «Проблемы автомобильных дорог России и Казахстана». – Омск: Изд-во СибАДИ, 2001. – С.83-84.

36. Корчагин, П.А. Теоретические исследования виброзащитной системы автогрейдера [Текст] / П.А. Корчагин, И.А. Чакурин // Вестник Сибирской государственной автомобильно-дорожной академии. – Омск, 2007. – С.65-68.

37. Корчагин, П.А. Теоретические исследования виброзищитной системы автогрейдера [Текст] / П.А. Корчагин, И.А. Чакурин // Вестник СибАДИ.

Материалы Международного конгресса «Машины, технологии и процессы в строительстве» Омск. – 2008. – Выпуск 6. – С. 65-38. Корчагин, П.А. Универсальный резиновый амортизатор [Текст] / П.А.

Корчагин, В.С. Щербаков// Инф. л. - 1995. - №263-95. - Омск: ЦНТИ, 1995.

39. Корчагин, П.А. Уравновешивание и виброзащита [Текст] / П.А.

Корчагин. – Омск: СибАДИ, 2006. – 72 с.

40. Корчагин, П.А. Амортизатор (патент на полезную модель)/ Опубликовано 20.10.2010 Бюл. №Подписано к печати 06.12.20Формат 60х90 1/16. Бумага писчая.

Оперативный способ печати.

Усл. п. л.2,0; Уч.-изд.1,7.

Тираж 100. Заказ № 3______________________________________________________________________ Отпечатано в подразделении оперативной полиграфии УМУ СибАДИ Омск, пр. Мира,






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.