авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ

Pages:   || 2 | 3 |
-- [ Страница 1 ] --

Санкт – Петербургский государственный лесотехнический

университет им. С.М. Кирова

На правах рукописи

Бучникова Наталья Борисовна

ОЦЕНКА ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ ОПЕРАТОРА

ВАЛОЧНО-ПАКЕТИРУЮЩЕЙ МАШИНЫ ПРИ ОБРАБОТКЕ

ДЕРЕВЬЕВ, ПОДВЕРЖЕННЫХ ВЕТРОВАЛУ

05.21.01. – «Технология и машины лесозаготовок и лесного хозяйства»

ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель, доктор технических наук, профессор Александров В.А.

Санкт – Петербург 2014 г.

2 СОДЕРЖАНИЕ Стр.

ВВЕДЕНИЕ …...………………………………………………………………. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА ПРИМЕНЕНИЯ 1.

ВАЛОЧНО-ПАКЕТИРУЮЩИХ МАШИН НА ЗАГОТОВКЕ ЛЕСА ………...……………………………...................... Обзор валочно-пакетирующих машин ………..………………………. 1. Методы определения динамических нагрузок в грузоподъмных 1.2.

машинах ………………....….…………………………………………... Обзор исследований динамики лесосечных машин 1.3.

манипуляторного типа ………..………………………………………... Обзор исследований по вибронагруженности операторов 1.4.

/машинистов/ лесосечных машин ……………………………………... Выводы. Постановка задач исследований ………………………….… 1.5.

ВИБРОНАГРУЖЕННОСТЬ ОПЕРАТОРА ВАЛОЧНО-ПАКЕТИРУ 2.

ЮЩЕЙ МАШИНЫ В ПРОЦЕССЕ ПАКЕТИРОВАНИЯ ДЕРЕВА... Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 2.1.

при выравнивании платформы /четырхмассовая расчтная схема/.. Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 2.2.

при выравнивании платформы /трхмассовая расчтная схема/ ……. Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 2.3.

в режиме перенесения дерева поворотом платформы ……………… Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 2.4.

в режиме стопорения с последующим обрывом связей (размыканием ветвей и сучьев) ………………………………………. ВИБРОНАГРУЖЕННОСТЬ ОПЕРАТОРА ВАЛОЧНО-ПАКЕТИ 3.

РУЮЩЕЙ МАШИНЫ В ПРОЦЕССЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПЕРЕЕЗДОВ …………….……………………………………………… Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 3.1.

при выведении срезанного дерева из древостоя ходом машины по поверхности без неровностей.…………………………………….. Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 3.2.

в процессе преодоления обособленной неровности …………………. Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 3.3.





в режиме преодоления препятствия методом «вывешивания».……. ВИБРОНАГРУЖЕННОСТЬ ОПЕРАТОРА ВАЛОЧНО-ПАКЕТИ 4.

РУЮЩЕЙ МАШИНЫ С ХАРВЕСТЕРНОЙ ГОЛОВКОЙ ……….. Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 4.1.

в режиме протяжки ствола и очистки его от сучьев ………………...

Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 4.2.

в режиме аварийного сброса пакетируемого дерева ………..……….. Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины 4.3.

в режиме натяжения ствола дерева /облома/ манипулятором ……… МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ 5.

ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ ОПЕРАТОРА ВАЛОЧНО-ПАКЕТИ РУЮЩЕЙ МАШИНЫ ………………………………………..……….. Задачи исследований …………………………………………………... 5.1.

Методика проведения экспериментальных исследований …………. 5.2.

Измерительная и регистрирующая аппаратура ……..……………….. 5.3.

Подготовка измерительной и регистрирующей аппаратуры 5.4.

к записи исследуемых параметров …………………………………… Определение числа опытов ………………………………………...…. 5.5.

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРОНАГРУЖЕН 6.

НОСТИ ОПЕРАТОРА ВАЛОЧНО-ПАКЕТИРУЮЩЕЙ МАШИНЫ …………………………………………………………...… Экспериментальные исследования вибронагруженности оператора 6.1.

валочно-пакетирующей машины в режимах выравнивания платформы ………..…………………………………... Оценка корректности математического моделирования вибронагру 6.2.

женности оператора /стендовые исследования/ ……………………... Экспериментальные исследования вибронагруженности оператора 6.3.

валочно-пакетирующей машины в производственных условиях … ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ …………………………………. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ.………………………... ПРИЛОЖЕНИЯ ……………………………………………………………… ВВЕДЕНИЕ Многолетний отечественный и зарубежный опыт использования на ле сосечных работах валочно-пакетирующих машин /ВПМ/ показал их перспек тивность и в будущем. При ведении валочно-пакетирующими машинами сплошных и выборочных рубок леса достигаются: высокая производитель ность труда, сохранение подроста, меньшее по сравнению с традиционными технологиями и машинами отрицательное влияние на окружающую среду. В то же время исследованиями [13] выявлено, что работа валочно пакетирующих машин сопровождается большими динамическими нагрузка ми в упругих связях, вызывающими значительные колебания е платформы, которые создают неблагоприятные условия для работы оператора.

Исследованиями, проводимыми Н.Д. Ромашкиным [107], было уста новлено, что из-за вибрации на сидении 32% опрошенных операторов валоч но-пакетирующих машин ЛП-19 жалуются на болевые ощущения в спине, а 52% - в пояснице. По данным Т.П. Фролова [103] в общей структуре заболе ваний машинистов более 25% приходятся на долю опорно-двигательного ап парата. Кроме того, исследованиями [31, 106] выявлено, что операторы из-за вибрации недоиспользуют 35% мощности двигателя.

В настоящее время дальнейшее развитие валочно-пакетирующих ма шин идт в направлении увеличения вылета манипулятора, введения накопи теля в захватно-срезающее устройство, придание возможности поворота его в плоскости перпендикулярной манипулятору, расширения зоны применения /на пересечнном рельефе/ за счт введения выравнивателя платформы, а также рассматривается вопрос использования этих машин на разборе завалов леса после ветровалов.





Учитывая, что при разборе завалов леса валочно-пакетирующие маши ны будут работать в экстремальных условиях не только при движении по за хламлнной лесосеке, но и при оперировании с предметом труда – вырван ными с корнями деревьями или обломами деревьев, на первый план выходит задача – оценить возможность использования их не только с позиций нагру женности технологического оборудования и силовых установок, но и с пози ций вибронагруженности операторов.

В отличие от выполняемых технологических операций ВПМ в обыч ных условиях /см. рис. 1.2, 1.3/ работа валочно-пакетирующей машины при разборе завалов леса сопровождается дополнительными операциями такими как:

– перевод ствола облома в вертикальное положение поворотом захватно срезающего устройства «снизу – вверх»;

– вытаскивание обломанного или вырванного с корнем дерева из завала стре лой или рукоятью или одновременным включением обеих;

– преодоление препятствий при технологических переездах методом «выве шивания машины»;

– перенесение /переориентирование/ ходовой системы в вывешенном поло жении относительно корпуса.

Одновременно с вышеотмеченным, технический прогресс в лесной от расли идт в направлении дальнейшего повышения производительности ма шин. Повышение производительности машин в основном достигается увели чением мощности силовых установок, рабочих скоростей и форсированием пуско – тормозных режимов. При этом также неизбежно будет возрастать вибронагруженность оператора.

В связи с этим при создании новых и модернизации существующих ва лочно-пакетирующих машин возникает проблема согласования конструкции машины, технологии производства лесозаготовительных работ и возможно стей человека – оператора.

Таким образом, разработка высокопроизводительных валочно пакетирующих машин, полностью использующих, но не превышающих воз можности человека – оператора является актуальной задачей.

Цель работы. Повышение эффективности валочно-пакетирующих ма шин путм использования на этапе проектирования аналитических методов расчта и научно-обоснованного выбора параметров, обеспечивающих сни жение вибронагруженности операторов до уровня, регламентированного ГОСТ 12.1.012-90 «Вибрация. Общие требования безопасности» и санитар ными нормами СН 2.2.4/2.1.8.566-96.

Результаты диссертации по паспорту специальности 05.21.01 относятся к областям научного исследования: п. 5. «Обоснование и оптимизация пара метров и режимов работы лесозаготовительных и лесохозяйственных ма шин» и п.9 «Автоматизация управления машинами, выбор системы учета ле сопродукции, эргономики и безопасность условий труда».

Из поставленной цели вытекают следующие задачи исследований:

1. Разработать математические модели для изучения вибронагруженности операторов валочно-пакетирующих машин в процессах: выравнивания платформы, перенесения дерева поворотом платформы, стопорения, ава рийного сброса дерева, движения по поверхности лесосеки, протяжки стволов деревьев и очистки их от сучьев.

2. Исследовать вибронагруженность операторов валочно-пакетирующих машин при разборе завалов леса после ветровалов и выявить основные закономерности возникновения динамических воздействий.

3. Разработать рекомендации по снижению вибронагруженности операторов валочно-пакетирующих машин.

4. Оценить возможность с позиций вибронагруженности оператора исполь зования валочно-пакетирующих машин при разборе завалов леса после ветровалов.

Объекты исследования. Объектами исследований являлись валочно пакетирующие машины ЛП-19А, ЛП-19Б-01 и валочно-сучкорезно раскряжвочные машины, выполненные на их базе.

Предмет исследования – вибронагруженность операторов в процессе применения валочно-пакетирующих машин на разборе завалов леса после ветровалов.

Методы исследования. В основу изучения вибронагруженности опера торов валочно-пакетирующих и валочно-сучкорезно-раскряжвочных машин положены математические модели динамических систем «Оператор – маши на – дерево», компьютерные программы и эксперимент.

Научная новизна работы заключается в:

– разработке многофакторных математических моделей, позволяющих ис следовать на этапе проектирования валочно-пакетирующих и валочно сучкорезно-раскряжвочных машин вибронагруженность операторов в про цессе разбора леса после ветровалов;

– проведении комплексных исследований вибронагруженности операторов валочно-пакетирующих и ВСР машин на разборе леса после ветровалов на основе использования математического моделирования, компьютерных про грамм и эксперимента.

Вклад в теорию и практику. Разработанные математические модели для исследования вибронагруженности операторов валочно-пакетирующих и ва лочно-сучкорезно-раскряжвочных машин, результаты исследований допол няют теорию лесных машин и являются базой для дальнейшего совершенст вования существующих конструкций и создания новых, а также являются со ставными элементами автоматизированной системы проектирования (САПР).

Использование в практике проектирования теоретических разработок позволяет:

– научно-обоснованно производить выбор основных параметров валочно пакетирующих и валочно-сучкорезно-раскряжвочных машин, обеспечи вающих минимальные динамические нагрузки на машину и снижение вибро нагруженности операторов до уровня, регламентированного санитарными нормами СН 2.2.4/2.1.8.566-96;

– повысить качество проектирования при сокращении его стоимости;

– сократить сроки создания и доводки машин;

– повысить производительность.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Математические модели динамической /механической/ системы для ис следования вибронагруженности операторов валочно-пакетирующих ма шин в процессе взаимодействия с предметом труда при разборе завалов леса.

2. Математические модели динамической системы «Оператор – валочно пакетирующая машина – предмет труда – дерево» для исследования виб ронагруженности операторов в процессе движения и преодоления пре пятствий при технологических переездах.

3. Результаты исследований вибронагруженности операторов валочно пакетирующих машин при разборе завалов леса после ветровалов.

4. Закономерности возникновения динамических нагрузок в упругих связях валочно-пакетирующих машин.

5. Рекомендации по снижению вибронагруженности операторов валочно пакетирующих машин при разборе завалов леса после ветровалов.

Достоверность полученных результатов. Достоверность полученных результатов, изложенных в диссертации, подтверждается использованием обоснованных расчтных схем математических моделей, основанных на фундаментальных законах физики, удовлетворительным соответствием ре зультатов расчта и экспериментального исследования. Оценка корректности разработанных моделей производилась методом сравнения теоретических и экспериментальных данных по максимальным и среднеквадратичным значе ниям выходных параметров моделируемых процессов, а также использова нием критериев достоверности.

Экспериментальные данные получены с использованием современных метрологически проверенных измерительных средств и обоснованием дли тельности и количества опытов.

Личное участие автора в получении результатов, изложенных в диссер тации. Диссертация является результатом теоретических и эксперименталь ных исследований автора, который обосновал тему, определил цель и задачи исследований, дополнил комплексы математических моделей с учтом виб ронагруженности операторов в основных режимах работы валочно пакетирующих машин и предложил научные рекомендации на проектирова ние и эффективное использование рассматриваемых машин на разборе зава лов леса после ветровалов.

Реализация работы. Основные результаты диссертации внедрены в учебные процессы Санкт-Петербургского государственного лесотехническо го университета и Ухтинского государственного технического университета при чтении лекций по дисциплинам: «Математические основы моделирова ния технологических процессов лесных машин», «Математические основы моделирования технологических процессов лесохозяйственных машин», «Математическое моделирование при проектировании лесных и деревообра батывающих машин», выполнении курсовых работ и в дипломном проекти ровании при подготовке инженеров по специальности 15.04 «Машины и обо рудование лесного комплекса»;

бакалавров по направлению подготовки 151000 «Технологические машины и оборудование»;

написании магистер ских диссертаций при подготовке магистров по направлениям 150400 «Тех нологические машины и оборудование» и 151000 «Технологические машины и оборудование».

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертацион ных исследований докладывались и обсуждались на научно-технических конференциях Санкт-Петербургской лесотехнической академии (2009, 2010 и 2011 г.г.), Ухтинского государственного технического университета (2010, 2011 г.г.).

Публикации. Материалы диссертации в виде статей опубликованы в шести изданиях, рекомендованных ВАК для опубликования научных иссле дований. Из всего объема опубликованных работ авторский вклад составил печатных листа.

Структура и объм работы. Диссертация состоит из введения, шести разделов, выводов и рекомендаций, списка литературы и приложения.

Общий объм работы составляет 199 страниц, из них 196 основного текста и 3 страницы приложений.

Работа включает 54 рисунка, 23 таблицы и 113 наименований использованных источников.

СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА ПРИМЕНЕНИЯ ВАЛОЧ 1.

НО-ПАКЕТИРУЮЩИХ МАШИН НА ЗАГОТОВКЕ ЛЕСА Обзор валочно-пакетирующих машин 1.1.

Как уже отмечалось, отечественный и зарубежный опыт использования валочно-пакетирующих машин на лесозаготовках показал их перспектив ность и в ближайшем будущем. На рис. 1.1 приведена классификация валоч но-пакетирующих машин. Все выпускаемые валочно-пакетирующие машины по компоновке агрегатов могут быть подразделены на две основные группы [82]:

– классическая компоновка – шасси /рама/ – полноповоротная платформа с манипулятором, оснащнным захватно-срезающим устройством, силовой ус тановкой и кабиной, вращающаяся относительно неподвижного зубчатого колеса, расположенного на шасси;

– шасси – полноповоротная платформа с кабиной, манипулятором, захватно срезающим устройством, установленная на шасси с возможностью выравни вания при работе на пересечнном рельефе.

Отечественные валочно-пакетирующие машины разрабатываются или на базе трелвочных тракторов (ЛП-2, МВП-35, ЛП-54) или на базе экскава тора и трелвочного трактора (ЛП-19, ЛП-19А, ЛП-60 «Абакан», ЛП-19Ф и др.).

Зарубежные машины разрабатываются обычно на базе экскаваторов путм замены ковша на захватно-срезающее устройство /см. рис. 1.4…1.7/.

Отечественные машины, разработанные на базе трелвочных тракто ров, предназначены для использования в древостоях со средним объмом де ревьев 0.15…0.40 м3, на базе экскаватора и трелвочного трактора для круп ного леса /см. рис. 1.8…1.10/.

Рис. 1.1. Классификация валочно-пакетирующих машин.

Рис. 1.2. Основные технологические операции, выполняемые ВПМ при ведении сплошных рубок.

Рис. 1.3. Основные технологические операции, выполняемые ВПМ при ведении выборочных рубок леса.

а) б) Рис. 1.4. Валочно-пакетирующая машина Drott 40LC:

а – общий вид;

б – выравниватель платформы.

Рис. 1.5. Валочно-пакетирующая машина OSA.

Рис. 1.6. Тимбко Хайдролисс.

Рис. 1.7. Rottne 5000.

Рис. 1.8. Валочно-пакетирующая машина ЛП-19А.

Рис. 1.9. Валочно-пакетирующая машина ЛП-60-01А.

Рис. 1.10. Валочно-пакетирующая машина ЛП-19Б-01.

В настоящее время для расширения зоны применения валочно пакетирующих машин в предгорьях и на пересечнном рельефе в конструк цию опорно-поворотного механизма платформы вводят выравниватель плат формы или применяют ходовые системы с возможностью перемены дорож ного просвета каждым бортом в отдельности.

На рис. 1.2 и 1.3 приведены основные технологические операции, вы полняемые современными валочно-пакетирующими машинами при ведении сплошных и выборочных рубок леса, а на рис. 1.11 основные предполагае мые технологические операции, выполняемые ВПМ на разборе завалов леса после ветровала.

Рис. 1.11.Основные технологические операции, выполняемые ВПМ при разборе завалов леса.

Методы определения динамических нагрузок в грузоподъмных маши 1.2.

нах Как уже отмечалось, зарубежные валочно-пакетирующие машины раз рабатываются на базе экскаваторов путм замены ковша на захватно срезающее устройство. В отечественных машинах кроме замены ковша на захватно-срезающее устройство производится ещ замена ходовой системы экскаватора на ходовую систему от трелвочного трактора, что позволяет иметь лучшую проходимость в условиях лесосеки.

Таким образом, валочно-пакетирующая машина по устройству и назна чению сходна с экскаватором или краном. Основное отличие заключается в работе. ВПМ взаимодействует не с жстким компактным /сосредоточенным/ грузом, а с длинномерным упругим телом – деревом, подверженным воздей ствию внешней среды. Кроме того, валочно-пакетирующая машина в процес се выполнения технологической работы вынуждена перемещаться по непод готовленной поверхности лесосеки с пересечнным рельефом при большом числе различных неровностей и препятствий. Вс это, как показали исследо вания [13, 14] делает работу лесосечных машин, в том числе и валочно пакетирующих более напряжнной по сравнению с грузоподъмными маши нами общего и специального назначения.

Изучению динамики грузоподъмных машин посвящено большое ко личество публикаций [1-12, 80, 81]. Из них основополагающими являются труды Д.П. Волкова [1, 2], М.С. Комарова [3], С.А. Панкратова [4], С.А. Ка зака [5, 6], А.Н. Голубенцева [7], П.Е. Богуславского [11], Н.И. Григорьева [12] и В.И. Брауде [8, 10].

Исследованию лесных машин, оснащнных гидроманипуляторами, по священы работы В.А. Александрова [13, 14], В.И. Алябьева [15], П.Д. Безно сенко [19], П.С. Бурмака [20], А.В. Жукова [16, 17], Г.А. Рахманина [21], В.Ф.

Полетайкина [18], Г.Ш. Гасымова [82], Л.П. Максимова [31], З.К. Емтыль [44], И.Н. Багаутдинова [73] и других.

Анализ работ перечисленных авторов позволяет сделать следующие выводы:

1. В большинстве публикаций перечисленных авторов исследование дина мики грузоподъмных, в том числе и лесных, машин проведено на мно гомассовых расчтных схемах, представляющих собой системы дискрет ных масс, соединнных упругими невесомыми связями и нагруженных приведенными силами или моментами сил.

2. Требованиям инженерного расчта отвечают двух-трхмассовые расчт ные схемы.

Обзор исследований динамики лесосечных машин манипуляторного 1.3.

типа Динамике стационарного лесного погрузчика-штабелра посвящена статья Г.В. Рахманина [21]. Изучение динамики погрузчика, установленного на жстком основании, выполнено на двухмассовой расчтной схеме.

В публикациях В.А. Александрова [13, 14] исследована динамика лесо сечных многооперационных машин, включая трелвочный трактор, валочно трелвочные и валочно-пакетирующие машины, в пуско-тормозных режимах в процессе обработки деревьев, в режимах установившегося движения через обособленные неровности, а также в режимах «свободного повала» и валки дерева на пачку, уложенную в конике машины.

Исследования проведены на двух-четырхмассовых расчтных схемах.

Работа посвящена исследованию нагруженности валочно [82] пакетирующих машин на постепенных и выборочных рубках леса. Исследо вания проведены на математических моделях, позволяющих определить ди намические нагрузки на технологическое оборудование и силовые установки машины в режимах стопорения при выносе срезанного дерева из древостоя, разгона и движения по лесосеке.

Исследования З. Пацыньски [27] посвящены изучению процесса паке тирования деревьев во время «свободного повала». В работе получены ана литические зависимости, позволяющие определить в процессе пакетирования дерева нагрузки на машину. При этом манипулятор и дерево рассматривают ся как абсолютно тврдые тела. В работе П.Д. Безносенко [19] изучен про цесс перемещения срезанного дерева поворотом платформы ВПМ ЛП-2. Ис следования проведены на трхмассовой расчтной схеме. При этом нижняя часть дерева отнесена к массе захватно-срезающего устройства и части стре лы и рукояти, а вторая (верхняя) часть выделена в самостоятельную массу. В результате исследований выявлено, что демпфирующие свойства кроны в режимах торможения составляют 27 процентов и вызывают значительное снижение динамических нагрузок.

Отдельные вопросы взаимодействия многооперационных машин мани пуляторного типа с деревьями отражены в работах В.Ф. Кушляева [25, 26], С.Ф. Орлова и В.М. Рубцова [26, 50]. В процессе этих исследований выявле но влияние сопротивления воздушной среды на пиковые нагрузки, а также определены нагрузки на манипулятор в момент фиксирования дерева в за хватах, натяжения ствола и несовпадения вертикальных плоскостей манипу лятора и захватно-срезающего устройства.

Исследования Д.Г. Шимковича [24] посвящены оптимизации парамет ров при проектировании грузоподъмных механизмов рычажного типа для лесозаготовительных машин. В работе разработана система критериев для многокритериальной оптимизации геометрических параметров манипулято ров, обеспечивающая наивысшую производительность при минимальных массе и габаритах манипулятора, предназначенного для работы в заданной зоне обслуживания.

Работа Лащинского В.П. [29] посвящена повышению эффективности трелвочного трактора с манипулятором совершенствованием гидропривода.

В процессе исследований разработана математическая модель гидроманипу лятора, учитывающая параметры дерева и начальное содержание нераство рнного газа в гидрожидкости.

Милютиковым В.Ю. |30] решена задача синтеза механического согла сующего устройства. Выполнен сравнительный анализ функционирования механической системы «манипулятор – согласующее устройство» серийного манипулятора, а также разработана модель системы для исследования дина мики.

В диссертационной работе Демакова В.М. [28] исследована динамика рубительных установок. Автором разработана математическая модель руби тельной установки, включающей базовый трелвочный трактор ЛП-18А с манипулятором и рубительную машину. Исследованиями отмечен высокий уровень динамических нагрузок в элементах загрузочного манипулятора.

Повышению эффективности работы технологического оборудования лесосечной машины посвящена диссертационная работа Орлова А.Н. [32].

Автором предложена комплексная расчтно-эксперементальная методика оценки влияния характеристик системы пропорционального управления на долговечность и производительность лесосечных машин с гидроманипулято рами. Методика учитывает вероятностные характеристики и законы распре деления динамических нагрузок в элементах конструкций.

В результате установлено, что применение систем пропорционального управления позволяет уменьшить пиковые значения динамических нагрузок на гидроманипулятор на 9-11 процентов и увеличить производительность трелевки на 20-25 процентов.

В работе Максимова Л.П. [31] получены и проанализированы данные о нагрузочных режимах силовых насосных установок валочно-пакетирующей машины ЛП-19А по элементам технологического цикла;

определены условия согласованной и устойчивой работы замкнутых систем привода ВПМ, а так же решена задача определения технико-экономических показателей лесоза готовительных машин манипуляторного типа.

Диссертация Ле Тан Куиня [33] посвящена изучению динамики взаимодейст вия трелвочного трактора с манипулятором и выравнивателем платформы или ВТМ на его базе с предметом труда – деревом на горных склонах и пере сеченном рельефе. Исследования проведены на трехмассовой расчтной схе ме. В результате установлено, что введение в конструкцию базы выравнива теля платформы улучшает условия работы операторов, но одновременно по вышает уровень динамических нагрузок на машину.

Исследования В.Ф. Логинова [35] посвящены разработке и изучению способов валки деревьев с целью снижения нагруженности манипуляторов валочно-трелвочных машин. В работе предложен способ валки дерева на пачку, уложенную в конике ВТМ и изучена динамика процесса. Расчтная схема математической модели представлена приведнными массами манипу лятора и предмета труда – дерева.

В работе Г. И. Семенова [36] изучена нагруженность опорных элемен тов ВТМ при направленном повале срезанного дерева на пачку, лежащую в конике. Пачка заменена тремя сосредоточенными массами, пакетируемое де рево рассматривается лишь как источник возмущения системы при его паде нии на пачку. Взаимодействие всей системы «база – манипулятор – дерево»

не рассматривается.

Работа Э.А. Дваранаускаса [39] посвящена обоснованию параметров трелвочного телескопического манипулятора. Автором разработана матема тическая модель для исследования продольной устойчивости машины в про цессе подтаскивания дерева.

Г.В. Каршевым [40] осуществлено обоснование параметров манипуляторов лесных машин по металломкости и быстродействию. Установлено, что с по зиций металломкости и быстродействия для ВТМ на базе ТДТ-55А с непол ноповоротной колонной и максимальным вылетом манипулятора 5-6.5 м целесообразно принимать предельный угол разложения стрелы рукояти 1500, высоту колонны 1.6-1.65 м.

В диссертационной работе Лю И [37] исключены недостатки расчт ных схем и математических моделей В.Ф. Логинова и Г.И. Семнова. Авто ром при изучении динамики направленного повала срезанного дерева на пач ку, находящуюся в конике ВТМ, разработана математическая модель замкну той системы «ВТМ – дерево», учитывающая нагрузку на манипулятор при ударном воздействии с двух направлений – со стороны дерева и пачки через базу.

В.И. Третьяковым [38] исследована динамика лесопосадочного агрега та, состоящего из базового трелвочного трактора ТБ-1 и лесопосадочной машины, навешанной на манипулятор. В работе разработаны математические модели, позволяющие определить нагрузки на манипулятор и базу в техноло гических и транспортных режимах.

В диссертации Асмоловского М.К. [41] разработана математическая модель функционирования узкозахватной валочной машины, выполненной на базе трактора «Беларусь», с вертикально перемещаемым деревом. Модель учитывает воздействия от неровностей опорной поверхности, ветровой на грузки, сил сопротивления со стороны стоящих соседних деревьев и двигате ля.

Вопросы повышения наджности и снижения материаломкости гид романипуляторов лесозаготовительных машин рассмотрены в диссертации Пупышева А.П. [45]. На основе экспериментальных данных по нагруженно сти гидроманипуляторов лесных машин разработана методика определения оптимальной стратегии управления гидроманипулятором при выполнении технологических операций.

Бушаковым С.А. [46] изучены нагрузки в шарнирах гидроманипулято ров лесных машин и рассмотрены методы их снижения. Исследования вы полнены на математической модели с учтом люфтов и зазоров в шарнирных соединениях гидроманипулятора. В процессе исследований выявлены основ ные закономерности, связывающие динамические нагрузки с величиной за зоров, а также определены допустимые интервалы значений зазоров с пози ций нагруженности гидроманипуляторов.

Исследования И.В. Лямина [49] посвящены изучению процесса паке тирования деревьев гидроманипулятором с совмещнным механизмом подъ ма и поворота. В результате исследований получены аналитические зависи мости для определения углов поворота и подъма стрелы в зависимости от кинематических параметров устройства, усилий в захвате и на штоках гидро цилиндров привода стрелы на различных этапах функционирования.

Троязыков В.М. [51] исследовал управляемую валку дерева машиной с валочно-корректирующим устройством. В процессе исследований выявлена закономерность – если корректирующее устройство представляет собой дугу большого круга относительно опорного узла вращения дерева, то в этом слу чае реакция связи не зависит от текущих координат перемещения дерева.

В работе Костюкевича В.М. [43] изучена возможность повышения на джности манипуляторов лесных машин путм обеспечения безотказности и долговечности опорно-поворотных устройств. Автором разработана методи ка определения безотказности и долговечности опорно-поворотных уст ройств. Для уменьшения динамических нагрузок на элементы опорно поворотного устройства рекомендуется использование пропорциональной системы управления манипулятором.

Исследования Галимова В.М. [42] посвящены изучению динамики грейферного колсного лесопогрузчика в режимах подъма (опускания) дис кретного груза-пачки сортиментов и при переезде обособленной неровности.

Исследования проведены с использованием двухмассовой расчтной схемы, которая не учитывает демпфирующие свойства гидропривода.

В работе Александровой В.Б. [47] исследована динамика валочно трелвочных машин в режимах направленной валки деревьев, стационарного движения по волоку и разгрузки пачки ходом машины. В процессе исследо ваний выявлены закономерности ударных нагрузок, установлены уровни не стационарной и стационарной нагруженности лесосечной машины и вибро нагруженности оператора.

Вопросам динамики лесопогрузчиков посвящены труды В.И. Алябьева [15], Ю.И. Верхова [23] и В.Ф. Полетайкина [18].

В работе В.И. Алябьева рассмотрена динамика исполнительных орга нов лесопогрузчиков, осуществлена постановка и дано решение параметри ческой оптимизации погрузчиков при периодических внешних нагрузках.

Монография Ю.И. Верхова посвящена исследованию динамики лесо погрузчиков на колсной базе. Нагруженность погрузчика изучена на моде ли, учитывающей инерционные, упругие и диссипативные свойства механи ческой системы «опорный массив – лесопогрузчик – груз».При этом выявле ны и определены случайные и детерминированные возмущающие воздейст вия, влияющие на лесопогрузчик со стороны опорного массива и предмета труда.

В работе В.Ф. Полетайкина [18] исследована динамика гусеничных ле сопогрузчиков «перекидного» типа. В результате исследований определены предельные динамические нагрузки, установлено влияние на динамическую нагруженность машины скорости движения, высоты преодолеваемых пре пятствий, жсткости рабочего оборудования, типа подвески корпуса маши ны, податливости грунта и условий движения.

Вопросы устойчивости валочно-пакетирующих машин изучены П.С.

Бурмаком [20]. Исследования проведены на математической модели, позво ляющей рассматривать движение механической системы «ВПМ – дерево» в сторону опрокидывания как до, так и после отрыва одной из опор от грунта.

В работах А.В. Жукова, И.И. Леоновича [17], А.В. Жукова и Л.И. Ка долко [16] исследована динамика колесных лесопромышленных тракторов и автомобилей с погрузочным оборудованием манипуляторного типа. В про цессе исследований рассмотрены колебания машин при периодических воз действиях и возмущениях случайного характера.

Исследования Емтыля З.К. [44], [68] посвящены повышению техниче ского уровня гидравлических манипуляторов лесозаготовительных и лесохо зяйственных машин. В диссертации разработана методика оптимизации по показателю металломкости параметров механизмов подъма стрелы и при вода рукояти с учтом инерционных сил с использованием ЭВМ и установ лено влияние скоростей движений штоков на оптимальные значения пара метров.

Вопросам совершенствования лесных машин манипуляторного типа для сортиментной заготовки древесины посвящены исследования В.Г. Пи теева [52]. В работе разработаны унифицированный ряд гидравлических ма нипуляторов и методика аналитического расчта их кинематики на ЭВМ.

В работе Рубцова В.М. [50] исследован процесс взаимодействия валоч но-трелвочной машины манипуляторного типа с деревом при его валке и пакетировании. Математическая модель ВТМ с деревом составлена с исполь зованием уравнений Аппеля. В то же время ВТМ в системе уравнений не представлена, рассматривается лишь перемещение абсолютно тврдого тела дерева в вертикальной плоскости /плоскость манипулятора/.

Диссертация В.С.Кралина [48] посвящена оптимизации параметров ма нипуляторов лесозаготовительных машин по критерию материаломкости.

Оптимизация параметров выполнена на основе тензометрических испытаний ВТМ ВП-80.

В работе Нгуен Ван Лоя [59] рассмотрена нагруженность подвески ва лочно-пакетирующей машины ограниченной грузоподъмности при работе на склонах и пересечнном рельефе. Исследованиями выявлено, что в про цессе подъма /опускания/ срезанного дерева стрелой манипулятора и пере несения его поворотом динамическая нагрузка на раму в зоне подвески ма шины составляет 3.12…3.66 кН. С введением в конструкцию ВПМ выравни вателя платформы динамические нагрузки уменьшаются, однако при этом увеличивается деформация подвески базы.

В работах [54, 55] рассматриваются методика определения максималь ной ударной нагрузки на манипулятор и некоторые частные задачи по сни жению динамической нагруженности манипуляторов ВПМ за счт включе ния в конструкцию манипулятора дополнительного упругого элемента.

Чураков А.А. [53] исследовал динамику валочно-пакетирующих машин типа ЛП-19А и ЛП-19В в пуско-тормозных режимах при перенесении верти кально расположенного дерева поворотом платформы. Исследования выпол нены на математических моделях с учтом конструктивных особенностей механизма поворота.

Работы И.Г. Мосеева [56] и Б.В. Мурычева [57] посвящены изучению нагруженности силовых установок валочно-трелвочных и валочно пакетирующих машин в режимах пуска и стопорения при выполнении одной или нескольких операций одновременно. Исследования проведены на двух трхмассовых расчтных схемах. Основной результат – установлен высокий уровень добавочных динамических моментов на силовую установку ВПМ, который достигает при минимальных угловых скоростях перед началом сто порения 40...50% от номинального момента, развиваемого двигателем.

В статье [58] В.П. Ермольевым приведены результаты теоретических исследований динамики стрелового манипулятора с жстким захватом дере ва. В результате установлено, что стреловой гидравлический манипулятор с жстким захватом дерева можно рассматривать как упругую конструкцию, совершающую колебания при нестационарных режимах работы, и которую с достаточной точностью можно привести к системе с одной массой.

Трусовцевым [64] исследована нагруженность валочно-пакетирующих машин типа ЛП-19А и ЛП-19В, в конструкцию которых введены выравнива тели платформы. Динамика ВПМ изучена на 2 – 3-х массовых расчтных схемах. В результате выполненных исследований установлен высокий уро вень динамических нагрузок в переходных режимах при выравнивании платформы.

В работе [62] изучены поперечные колебания дерева. Установлены частоты и коэффициенты затухания колебаний дерева при жсткой заделке комлевой части.

Работа Лэ Суан Тху [63] посвящена исследованию режимов стопорения при подъме /опускании/ выносимого дерева стрелой, подтягивании руко ятью и переносе поворотом платформы.

В диссертации Татаренко А.П. [65] разработаны математические моде ли механизмов манипулятора с учтом влияния податливости и утечек гид рожидкости на нагрузки в упругих связях технологического оборудования лесосечных машин.

У Корниенко В.В. [67] исследованы переходные процессы в конструк циях лесопогрузчиков манипуляторного типа. Установлено, что на уровень нагрузок определяющее влияние оказывают скорость движения машины, вы сота преодолеваемых препятствий и вылет манипулятора.

Вертикальная динамика лесопромышленных тракторов и е влияние на состояние почв вырубок рассмотрена в диссертационной работе Коновалова А.М. [66]. Основной вывод работы – снижение неподрессоренной массы у тракторов ТДТ-55А и ТБ-1М в два раза позволяет снизить уплотняющее воз действие на почву примерно на 15…30%.

В работе Колесникова П.Г. [69] выполнено обоснование основных па раметров механизмов подъма и изменения вылета телескопической стрелы.

Диссертационная работа Сюнва В.С. [70] посвящена обоснованию перспективных систем машин для ведения рубок ухода за лесом. В процессе исследований разработана компьютерная модель технологического процесса рубки ухода за лесом.

Работа Багаутдинова И.Н. [73] посвящена совершенствованию опорно поворотного устройства лесозаготовительных машин типа ЛП-19В. Автором изучен процесс переноса дерева поворотом платформы при одновременном подтягивании дерева рукоятью.

В работе [92] приведены результаты экспериментальных исследований, позволяющие обосновать модель расчетного дерева применительно к обруб ке сучьев, установлены законы распределения межмутовочных расстояний, средних диаметров сучка в мутовке, площадей оснований сучьев, получены корреляционные уравнения, устанавливающие связь между площадью осно ваний сучьев и длиной сучковой зоны.

Экспериментальными исследованиями [67] выявлено, что максималь ная сила прижима обрабатываемого дерева ножами сучкорезной головки у самоходных машин находится в пределах 8000 – 34000 Н.

Б.Н. Новиковым в работе [60] исследована плотность ветвей ели. Ос новной вывод – плотность древесины из середины ветвей на 30-50% меньше плотности древесины комлевой части ветвей.

В.В. Сенниковым в работе [93] разработана математическая модель ко лебаний верхней свободной части протаскиваемого дерева переменной мас сы, переменной жесткости с учетом демпфирования;

предложена методика оценки тягово-сцепных свойств протаскивающего механизма;

установлены закономерности изменения тягово-сцепного усилия, развиваемого протаски вающим механизмом, в зависимости от пород и диаметров стволов обраба тываемых деревьев, условий обработки, шага установки контактных пластин рябух и усилия прижима рябух.

Исследованиями Манжоса Ф.М. [94] установлено, что при мгновенном приложении нагрузки в случае резания сучьев и полном перерезании сука возмущающая сила, вызывающая вынужденные колебания, имеет явно вы раженный синусоидальный характер.

В работе [61] рассмотрены некоторые вопросы по обоснованию пара метров валочно-сучкорезных машин. Доказывается, что обрезку сучьев на лесосеке возможно совместить со срезанием и валкой деревьев.

Разработке основ проектирования сучкорезных машин посвящена дис сертационная работа В.И. Дитриха [95]. В процессе исследований выявлено, что динамические нагрузки, возникающие от неровностей ствола, находятся в линейной зависимости от скорости протаскивания;

усилия от срезания му товок /сосна/ не превышает усилий, возникающих от срезания одиночных сучьев максимального диаметра;

усилия резания мутовок ели несколько ни же усилий, возникающих от резания одиночных сучьев максимального диа метра.

Нагруженность валочно-пакетирующих машин, оснащнных харве стерной головкой, освещена в работе Будевича Е.А. [89]. Автором изучена динамика в режимах протяжки ствола и очистки дерева от сучьев и при тех нологических переездах. Исследования проведены на трхмассовых расчт ных схемах. Выявлено, что процесс очистки стволов деревьев от сучьев со провождается высоким уровнем динамической нагрузки. Нагрузки зависят от породы и объма деревьев, вылета манипулятора, расстояния между мутов ками и жсткости опорно-поворотного механизма.

К.т.н. Снопок Д.Н. [90] исследовал нагруженность силовых установок валочно-сучкорезно-раскряжвочных машин, выполненных на базе ВПМ ЛП-19А, в режимах протяжки ствола и очистки его от сучьев. Установлено при обработке деревьев объмом 0.5…3.5 м3 уровень динамических нагрузок на двигатель составляет 240…550 Нм, что приводит к снижению частоты вращения коленчатого вала дизеля до предельно допускаемой.

Обзор исследований по вибронагруженности операторов /машинистов/ 1.4.

лесосечных машин 1.4.1. Общие положения Изучению вибронагруженности водителей автомобилей, машинистов (трактористов) машин общего назначения посвящены основополагающие ра боты Р.В. Ротенберга [100], А.А. Хачатурова, В.Л. Афанасьева, В.С. Василье ва и др. [104], К.В. Фролова, В.К. Асташева, В.И. Бабицкого, И.И. Быховско го и др. [103], И.Б. Барского, В.Я. Аниловича, Г.М. Кутькова [102], В.В. Ива нова, В.А. Иларионова, М.М. Морина, В.А. Мастикова [101] и др.

В результате выполненных исследований установлено:

1. Неблагоприятными условиями работы водителей являются:

– длительное воздействие колебаний, с учтом действия пиковых нагрузок со значительными ускорениями;

– неудобство позы. В положении сидя колебания передаются непосредствен но позвоночнику, минуя нижние конечности;

– при частотах ниже 3-4 Гц хуже переносятся продольные и поперечные ко лебания, а при более высоких вертикальные;

– основная частота колебаний человеческого тела находится по-видимому, в пределах 3.5-5 Гц;

– колебания влияют на важнейшую характеристику водителя как оператора – на безошибочность его действий, его наджность;

– изменение частоты колебаний влияет на организм человека в большей сте пени, чем изменение амплитуды. Совместное влияние амплитуды z max и час z max n к, тоты колебаний n характеризуется параметром a где к – показатель. Величина «к» в зависимости от интенсивности колеба ний находится в пределах 1.5…2.7;

– в первом приближении человека можно представить в виде сосредоточен ной массы, помещнной на упругом основании. Жсткость основания и зату хание колебаний в такой системе определяются жсткостью сиденья и зату хания в нм, то есть жсткостью ягодиц и их демпфированием пренебрегают.

2. Сидящий человек может считаться практически линейной динамической системой [105].

1.4.2. Обзор исследований по вибронагруженности операторов /машинистов/ лесосечных машин Изучению вибронагруженности операторов или машинистов лесосеч ных машин посвящено незначительное количество работ.

Первой значительной работой по изучению вибронагруженности опе раторов-трактористов трелвочного трактора была работа кандидата меди цинских наук Э.И. Гольдман [96]. Исследованию был подвергнут тогда ещ только что поставленный на серийный выпуск трактор ТДТ-55. Целью испы таний являлось получение сопоставимых между собой данных гигиениче ских и физиологических исследований. Было установлено, что вибрация на полу кабины превышает допустимые нормы в 1.5-2.0 раза. Ускорения на си дении при трелвке, как правило, достигали 0.8 g, а в отдельных случаях (при наезде на пни) приближались к 1 g. Полученные данные свидетельствуют о том, что амортизация кабин и сидений не обеспечивает нормальных условий работы трактористу.

Последующими исследованиями вибронагруженности машинистов (операторов) лесосечной машины манипуляторного типа [34], выполненной на базе трелвочного трактора ТДТ-55, выявлено, что вибронагруженность машинистов превышает допустимые нормы не только в процессе трелвки пачки деревьев или холостого хода, но и в пуско-тормозных режимах при ра боте манипулятора.

Н.Н. Горбачвым [98, 108] исследовались колебательные характери стики трелвочных тракторов ТДТ-75 и ТТ-4.

В результате было установлено:

– частоты собственных колебаний тракторов (115 и 120 кол/мин) – высокие, что свидетельствует о значительных жесткостях рессор передних кареток. В авто – и тракторостроении нижний предел частот собственных колебаний ог раничивается началом зоны укачивания (35-40 кол/мин). Верхней границей комфорта принято состояние человека соответствующее колебаниям с часто той 120 кол/мин.

– при максимальной жсткости подвески сиденья (12.5 кН/м) частоты собст венных колебаний остова трактора ТТ-4 (120 кол/мин) и его сиденья ( кол/мин) имеют близкие значения. При этом возможны неблагоприятные ре зонансные колебания.

Исследованиям параметров подрессоривания кресла водителя колсно го трелвочного трактора посвящена работа Ю.Е. Рыскина [97]. Основной ре зультат:

– подвеска сиденья должна быть мягкой со значением статического прогиба не менее 140 мм (жсткость сиденья сс = 5 кН/м);

– оптимальное значение коэффициента апериодичности в подвеске сиденья должно быть на уровне 0.4-0.6;

– повысить эффективность работы сиденья можно, создав подвеску с дина мическим гасителем колебаний.

Н.Д. Ромашкиным в диссертационной работе [107] теоретическими и экспериментальными исследованиями выявлено, что современные валочно пакетирующие машины, обладая высокими технико-экономическими показа телями, не в полной мере обеспечивают нормальные условия труда машини стам;

дано обоснование некоторых параметров рабочего места машиниста.

В работе [106] представлены материалы исследований, раскрывающие эргономические требования к лесозаготовительным машинам и оборудова нию, методы оценки эргономических параметров и снижения вибрации на рабочем месте оператора.

Выводы. Постановка задач исследований 1.5.

1. Исследованию процессов взаимодействия лесосечных машин манипуля торного типа с предметом труда – деревьями посвящено большое число публикаций. Основной метод изучения динамики – математическое мо делирование с применением двух-четырхмассовых расчтных схем.

2. До настоящего времени процесс разбора завалов леса после ветровала ос татся недостаточно механизированным с большим удельным весом при менения ручного труда. Использование валочно-пакетирующих машин при разборе завалов леса не производилось и, естественно, вибронагру женность операторов также не изучалась.

3. Вибронагруженность операторов валочно-пакетирующих машин в про цессе: преодоления препятствий;

переориентирования ходовой системы с целью перемены направления движения методом «вывешивания»;

стопо рения при натяжении ствола дерева или облома;

перенесение дерева или облома на технологический коридор;

аварийного сброса также не изуча лась.

4. При изучении вибронагруженности оператора валочно-пакетирующей машины его можно представить в виде сосредоточенной массы, поме щнной на упругом основании. Жсткость основания и затухание колеба ний в такой системе определяется жсткостью сидения и затуханием в нм, то есть жсткостью ягодиц и их демпфированием пренебрегают.

5. Повышенный уровень вибрации на сидении приводит к увеличению дис персии ошибок оператора в управлении машиной, недоиспользованию мощности силовой установки и снижению производительности.

На основании вышеизложенного и учитывая тенденции развития лесо сечных машин в диссертации поставлены следующие задачи исследований:

1. Разработать математические модели для изучения вибронагруженности операторов валочно-пакетирующих машин в процессах: выравнивания платформы, перенесения дерева поворотом платформы, стопорения, ава рийного сброса дерева, движения по поверхности лесосеки, протяжки стволов деревьев и очистки их от сучьев.

2. Исследовать вибронагруженность операторов валочно-пакетирующих машин при разборе завалов леса после ветровалов и выявить основные закономерности возникновения динамических воздействий.

3. Разработать рекомендации по снижению вибронагруженности операторов валочно-пакетирующих машин.

4. Оценить возможность с позиций вибронагруженности оператора исполь зования валочно-пакетирующих машин при разборе завалов леса после ветровалов.

ВИБРОНАГРУЖЕННОСТЬ ОПЕРАТОРА ВАЛОЧНО-ПАКЕТИРУЮ 2.

ЩЕЙ МАШИНЫ В ПРОЦЕССЕ ПАКЕТИРОВАНИЯ ДЕРЕВА Результаты исследований эргономики труда операторов валочно пакетирующих машин /ВПМ/ [106, 107] свидетельствуют о том, что конст рукции сидений у серийно выпускаемых машин не обеспечивают необходи мой защиты операторов от вибрации. Механические колебания тела человека или отдельных его частей оказывают сложное биологическое воздействие и могут вызвать ряд изменений в организме, влияющих на здоровье. В практи ке конструирования лесосечных машин, на наш взгляд, сложился неверный подход к улучшению условий труда операторов или машинистов, заклю чающийся в том, что выявлением вибронагруженности оператора при работе на новой машине разработчики занимаются не в процессе е конструирова ния, а в процессе испытаний опытных образцов. При таком подходе основ ные параметры новой машины уже определены и в дальнейшем при поста новке на серийный выпуск не подвергаются существенным изменениям. По этому защита оператора от вибрации, если она превышает санитарные нор мы, сводится лишь к подрессориванию сиденья, что как показала практика, не всегда осуществима.

Защиту от вибрации необходимо обеспечивать в процессе конструиро вания машины, когда варьированием параметров механической системы «ле сосечная машина – предмет труда – дерево» можно достичь не только сни жения нагруженности машины, но и вибронагруженности оператора. Для этого на этапе проектирования целесообразно использовать математическое моделирование.

Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины при 2.1.

выравнивании платформы /четырхмассовая расчтная схема/ Для создания удобств оператору при работе на склонах или пересечн ном рельефе в конструкцию опорно-поворотного механизма валочно пакетирующих машин в последние годы вводят выравниватель платформы.

Кроме удобств оператору, выравниватель платформы расширил возможности оператора при взаимодействии машины с предметом труда – деревом.

В то же время исследованиями [82, 85] выявлено, что введение вырав нивателя в конструкцию валочно-пакетирующей машины приводит к значи тельному росту динамических нагрузок на манипулятор и машину в целом.

Очевидно, что увеличение динамических нагрузок на машину неизбежно приведт и к росту вибронагруженности оператора.

На рис. 2.1 приведена расчтная схема динамической системы «Опера тор – машина – дерево» [112].

Рис. 2.1. Расчтная схема.

Принятые обозначения:

J1 – момент инерции платформы;

J2 – момент инерции манипулятора с захватно-срезающим устройством /ЗСУ/, приведнный к оси поворота платформы;

J3 – момент инерции дерева, приведенный к оси поворота платформы;

J0 – момент инерции оператора относительно оси поворота платформы;

0, 1, 2 и 3 – угловые перемещения масс с моментами инерции соответ ственно J0, J1, J2 и J3;

c12 – приведенная угловая жсткость манипулятора;

c23 – приведенная угловая жсткость дерева;

c0 – приведенная угловая жсткость сиденья;

Р– усилие на штоках гидроцилиндров привода выравнивателя;

r– плечо силы Р;

Gп – сила тяжести платформы ВПМ;

L– вылет манипулятора;

Gк – приведенная сила тяжести манипулятора и ЗСУ;

r1 – радиус поворота оператора относительно точки 0 /оси поворота плат формы/.

Принятые допущения:

Физико-механические свойства упругих связей постоянны.

1.

Движения масс системы описываются линейными дифференциальны 2.

ми уравнениями с постоянными коэффициентами.

Кинетическая энергия системы:

1 1 1 J1 12 2 J 0 0 J 2 2 J 3 3.

T 2 2 2 Потенциальная энергия системы:

1 1 П 2 2 c0 ( 0) c12 ( 2) c 23 ( 3).

1 1 2 2 Система дифференциальных уравнений примет вид J 0 0 с0 с0, 0 Мд, J1 1 c0 ( 0) c12 ( 2) 1 (2.1) J 2 2 c 23 ( 2 3) c12 ( 2), J 3 3 М с c 23 ( 2 3 ).

Умножая уравнение (1) системы (2.1) на J1, уравнение (2) на J0, уравне ние (3) на J3, а уравнение (4) на J2 и вычитая, получим J 0Мд, J 0J1 ( 1 0 ) (J 0 J1 )c0 ( 0) J 0c12 ( 2) 1 (2.2) 2 ) J 2 Мс.

J 2J3 ( 2 3 ) (J 2 J3 )c23 ( 3) J3c12 ( 2 Припишем к полученной системе уравнений (2.2) уравнения (2) и (3) системы (2.1), то есть J 0М д, J 0 J1 ( 1 0 ) (J 0 J1 )c0 ( 0) J 0c12 ( 2) 1 J 2Мс, J 2 J 3 ( 2 3 ) (J 2 (2.3) J 3 )c23 ( 3) J 3c12 ( 2) 2 Мд, J 2 J1 1 c0 ( 1 0) c12 ( 2) J1 J 2 2 c 23 ( 2 3) c12 ( 2 ).

Домножим уравнение (3) системы (2.3) на J2, а уравнение (4) на J1 и вычтем J1J 2 ( 1 2 ) J 2c12 ( 2) J 2c0 ( 0) 1 (2.4) J 2Мд J1c23 ( 3) J1c12 ( 2 ).

2 Из полученного уравнения (2.4) выразим ( 3) J2 J 2c12 J 2c ( 1 2 ) ( 3) ( 2) ( 0) 2 1 c 23 J1c 23 J1c J 2M д c ( 2).

c 23 J1c Продифференцировав дважды, получим J 2c J2 J 2 c12 c IV IV ( 2 3 ) ( 1 2 ) ( 1 0 ). (2.5) ( 2) c 23 J1c 23 c 23 J1c Подставляя значения ( и ( 2 3 ) в уравнение (2) системы 3) (2.3), получим J 2J3 J 2 J 3c12 J 2 J 3c IV IV J 3 )J 2 ( 1 2 ) 2 ( 2) (J c 23 J1c 23 c J 2 J 3c 0 J 2c ( 1 0 ) (2.6) (J 2 J3 ) (J 2 J 3 )c12 J 3c12 ( 2) J1c 23 J (J 2 J 3 )J 2 M д J 2c (J 2 J3 ) ( 0) J 2M c.

J1 J Из уравнения (1) системы (2.3) имеем Mд J1 (J 0 J1 )c ( 1 0 ) ( 2) ( 0 ). (2.7) 1 c12 c12 J 0c Продифференцировав, получим J1 (J 0 J1 )c IV IV ( 1 2 ) ( 1 0 ), ( 0) c12 J 0c J1 (J 0 J1 )c IV IV VI VI IV IV ( 2) ( 0) ( 0 ).

1 1 c12 J 0c Подставим полученные значения для ( 2 ) и ( в IV IV ( 1 2) 2), уравнение (2.6) и преобразуем J1J 2 J 3 J1 )c0 J 2 J 3 J 2 J 3J 0c12 J 2 J 3J1J 0c12 (J (J 0 J 3 )J 2 J1J 0c VI VI 2 2 ( 0) c12c 23 J 0c12c J 2 J 3 (J 0 J1 )c0c12 J 2 J 3 (J 0 J1 )c0 J1c12 (J 2 J 3 )J 2 (J 0 J1 )c0 J1c IV IV ( 0) J 0 J1c 23c J 2 J 3c 0 J 0c12 (J 2 J 3 )J 2 J 0 J1c 23c12 (J 2 J 3 )J1J 0 J1c 23c12 J 3J1 J 0c 23c ( 1 0 ) (J 2 J 3 )J 2 (J 0 J1 )c0 (J 2 J 3 )(J 0 J1 )c0 J1 J 3 (J 0 J1 )c0 J1 (J 2 J 3 )J 2c 0 J J1J (J 2 J 3 )c12J1 J 3J1c ( 2) J 2Mc Mд.

J1c И окончательно ) А( В( 1 0 ) С( Д, VI VI IV IV ( 0) 0) (2.8) 1 0 1 где [(J 0 J1 )c0 J 2 J 3 J 2 J 3J 0c12 J1J 3J 0c12 (J 2 J 3 )J1J 0c 23 ] A ;

J 0 J1J 2 J {J 3c0c12 (J 2 J0 J1 ) (J 2 J 3 ) (J 0 J1 )c0c 23 J 0c 23c12 J1J 0c 23c12} B ;

J 0 J1J 2 J [(J 2 J3 )(J0 J1 )c0 J 0c0J1 J1 c0 (J 2 J3 )c0J 0 ]c12c С ;

J1 J 0J 2J c12М д c 23 c12c 23 (М д М с ) c12М сc Д.

J1J 2 J 3 J1J 2 J 3 J1J 2 J Д, получим однородное Введя новую переменную 1 ( 0) С уравнение вида 1 А1 В1 С VI IV 0. (2.9) Решение уравнения (2.9) запишется как 1 C4sin nt) (C5cos t C6sin t). (2.10) (C1cos kt C2sin kt) (C3cos nt Пример.

Исходные данные примем применительно к ВПМ ЛП-19А:

Объм дерева – 2.0 м3;

сила тяжести дерева Gд=22000 Н;

вылет манипулятора 144 кг м 2 ;

J1 20000 кг м 2 ;

J 2 43000 кг м 2 ;

L 5 м ;

J 10 кH );

r1 1.2 м ;

27500 кг м 2 ;

c0 14.4 103 H м (cc J м c12 12500 103 H м ;

c23 1125 10 H м.

1. При таких исходных данных коэффициенты дифференциального уравне ния (2.8) будут иметь следующие значения:

A 1083.3 1 2 ;

B 152278.6 1 4 ;

C 5.425 106 1 6.

c c c 2. Решим уравнение (2.9) методом Рунге-Кутта с помощью среды програм мирования MathCAD при начальных условиях соответственно:

1 1.0 1 2 ;

1.5 1 2 ;

2.0 1 2.

1 1 1 0;

IV V c c c tp На рис. 2.2-2.5 приведены типовые графики виброперемещения, вибро скорости и виброускорения оператора на сиденье ВПМ, а в таблицах 2.1-2.3 результаты исследований при пакетировании деревьев объмом 0.5;

2.0;

3.5 м3.

Анализ результатов показывает, что во всех случаях уровень ускорений на сидении оператора превышает санитарные нормы в несколько раз.

Примечание: в режиме торможения (останова) Q tT Определяющее влияние на уровень ускорений оказывает интенсив ность форсирования пускового режима, объм пакетируемого дерева и жст кость сиденья.

Вылет манипулятора имеет меньшее влияние.

Диапазоны изменения ускорений в зависимости от жсткости сиденья и объма пакетируемых деревьев составляют соответственно: 1.667…12.310;

2.03…10.24;

2.33…12.84 м/с2. Частоты колебаний оператора на сидении в за висимости от жсткости сидения и объма обрабатываемых деревьев состав ляют: 1.21…4.67;

9.37…10.15;

16.3…17.31 1/с. При этом перемещения опера тора на сиденье достигают 0.126…0.210 м.

Анализ амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) на сидении опе ратора /см. рис. 2.6/, отражающих реакцию динамической системы на внеш нее воздействие показывает, что основная полоса пропускания частот нахо дится в диапазоне 3.14…12.56 1/с. Максимальные значения приходятся на частоту р = 8.79 и р = 10 1/с. Появление одной резонансной области на АЧХ объясняется ограничением диапазона частот 0…17.31 1/с. Последующие ре зонансные частоты лежат за его пределами. Интереса они не представляют, так как частота вынужденных колебаний не превышает 20…22 1/с.

Результаты исследований указывают на ограниченные возможности снижения вибронагруженности оператора за счт варьирования жсткости сиденья.

Более эффективным в этом случае является увеличение времени разго на и снижения скорости перемещения платформы.

0. 0. v n, 0 3 6 9 12 0. 0. v n, 0. 0. v n, 0 3 6 9 12 0. 0. v n, v n, 4 0 3 6 9 12 v n, Рис. 2.2. Графики виброперемещения (Vn,2), виброскорости (Vn,3) и виброускорения (Vn,4) оператора на сидении ВПМ 1.0 1 2 /.

/V 0.5 м 3, с 0 14.4 10 3 Н м, L 5 м, tp c Таблица 2. Расчтные характеристики вибрационного воздействия на оператора кН ВПМ при L 5 м, c 0 7.2 10 3 H м, (cc 5 ) м 1 1, 0, 1, 1, z0, z0, z, 1/c V, м м/c рад м м/c tp 1/c 1/c 1.0 0.021 0.142 1.389 0.025 0.170 1. 0.5 1.5 0.032 0.213 2.078 0.038 0.256 2. 2.0 0.043 0.283 2.771 0.052 0.339 3. 1.0 0.028 0.212 1.816 0.034 0.254 2. 2.0 1.5 0.042 0.318 2.724 0.050 0.382 3. 2.0 0.057 0.424 3.632 0.068 0.510 4. 1.0 0.088 0.663 5.128 0.106 0.795 6. 3.5 1.5 0.132 0.995 7.692 0.158 1.194 9. 2.0 0.176 1.327 10.256 0.211 1.592 12. Таблица 2. Расчтные характеристики вибрационного воздействия на оператора кН ВПМ при L 5 м, c 0 21.6 10 3 H м, (cc 15 ) м 1 1, 0, 1, 1, z0, z0, z, 1/c V, м м/c рад м м/c tp 1/c 1/c 1.0 0.011 0.118 1.940 0.013 0.142 2. 0.5 1.5 0.017 0.177 2.910 0.020 0.212 3. 2.0 0.022 0.236 3.879 0.026 0.283 4. 1.0 0.050 0.435 3.411 0.060 0.522 4. 2.0 1.5 0.087 0.652 5.116 0.104 0.782 6. 2.0 0.116 0.869 6.822 0.139 1.043 8. 1.0 0.056 0.537 5.348 0.067 0.644 6. 3.5 1.5 0.084 0.805 8.022 0.101 0.966 9. 2.0 0.112 1.077 10.697 0.134 1.289 12. 0. 0. v n, 0 3 6 9 12 0. 0. v n, 0. 0 3 6 9 12 v n, 0. 0. v n, v n, 4 0 3 6 9 12 v n, Рис. 2.3. Графики виброперемещения (Vn,2), виброскорости (Vn,3) и виброускорения (Vn,4) оператора на сидении ВПМ 1.0 1 2 /.

/V 2.0 м3, с0 7.2 103 Н м, L 5 м, tp c 0. 0. v n, 2 0 3 6 9 12 0. 0. v n, 0. v n, 0 3 6 9 12 0. v n, v n, 4 0 3 6 9 12 v n, Рис. 2.4. Графики виброперемещения (Vn,2), виброскорости (Vn,3) и виброускорения (Vn,4) оператора на сидении ВПМ 1.0 1 2 /.

/V 3.5 м 3, с 0 14.4 10 3 Н м, L 5 м, tp c 0. 0. v n, 2 0 3 6 9 12 0. 0. v n, 0. v n, 0 3 6 9 12 0. v n, v n, 4 0 3 6 9 12 v n, Рис. 2.5. Графики виброперемещения (Vn,2), виброскорости (Vn,3) и виброускорения (Vn,4) оператора на сидении ВПМ 1.0 1 2 /.

/V 2.0 м 3, с 0 14.4 10 3 Н м, L 8 м, tp c Рис. 2.6. Амплитудно-частотные характеристики ускорений на сидении оператора при пакетировании деревьев V 2.0 м3, L 8 м, 1 14.4 10 3 Н м : 1 1.0 1 1.5 с0 2;

2.

c tp tp c Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины при 2.2.

выравнивании платформы /трхмассовая расчтная схема/ Рассмотрим возможность упрощения расчтной схемы за счт объеди нения массы пакетируемого дерева и манипулятора с ЗСУ.

В этом случае /см. рис. 2.7 / J2 – момент инерции манипулятора с ЗСУ и дерева, приведенный к оси поворота платформы.

Кинетическая энергия системы:

1 1 J1 12 J 0 0 J 2 2.

T 2 2 Потенциальная энергия системы:

1 П 2 c0 ( 0) c12 ( 2).

1 2 Рис. 2.7. Расчтная схема.

В соответствии с уравнением Лагранжа 2-го рода, имеем:

J 0 0 с0 с0, 0 Мд, J1 1 c0 ( 0) c12 ( 2) (2.11) 1 J 2 2 М с c12 ( 2 ).

Умножим уравнение (1) системы (2.11) на J1, а уравнение (2) на J0 и вычтем из первого второе, то есть J 0М д J 0 J1 0 J 0 J1 J1c0 J1c0 ( 0) J 0c12 ( 2) J1c 0 1 1 или преобразуя, получим J0Мд.

J 0 J1 ( 1 0 ) c0 (J1 J 0 )( 0) J 0c12 ( 2) (2.12) 1 Домножим уравнение (2) системы (2.11) на J2, а уравнение (3) системы (2.11) на J1 и вычтем из первого второе Мд, J 2 J1 1 c0 ( 1 0 ) c12 ( 1 2) J1 J 2 2 Мс c12 ( 1 2 ).

J 2Мд, J1J 2 1 J 2c0 ( 0) J 2c12 ( 2) 1 J1J 2 2 J1Мс J1c12 ( 2 ).

J1J 2 ( 1 2 ) (J1 J 2 )c12 ( 2) J 2 c0 ( 0) 1 (2.13) J 2Мд J1Мс.

Из уравнения (2.12) выразим ( 2 ) и ( 2 ).

1 Мд J1 c0 (J1 J 0 ) ( 1 0 ) ( 2) ( 0), 1 c12 J 0c12 c J1 c0 (J1 J 0 ) IV IV ( 1 2 ) ( 1 0 ).

( 0) c12 J 0c Значения для ( 2 ) и ( 2 ) подставим в уравнение (2.13) 1 J1 J 2 J1J 2c0 (J1 J 0 ) (J1 J 2 )c12J IV IV ( 1 0 ) ( 1 0 ) ( 0) c12 J 0c12 c (J1 J 2 )c12М д (J1 J 2 )c12c0 (J1 J 0 ) J 2М д J1М с.

( 0) J 2c0 ( 0) 1 J 0c12 c или преобразуя, получим c0 (J1 J 0 ) (J1 J 2 )c IV IV ( 1 0 ) ( 1 0 ) ( 0) J 0 J1 J1J (J1 J 2 )c12М д (J1 J 2 )c0 (J1 J 0 )c12 c0c ( 0) ( 0) 1 2 2 J 0J1 J 2 J1 J 2 J М дc12 М сc.

J1J J И окончательно А( 1 0 ) В( С, IV IV ( 0) 0) (2.14) 1 где c 0 c12 ( J1 J 0 J2 ) J 2c0 (J1 J 0 ) (J1 J 2 )J 0c A ;

B ;

J 0 J1J 2 J 0 J1J c12 (М д М с ) С.

J1J С, получим однородное Введя новую переменную 1 ( 0) В уравнение 1 А1 В IV 0. (2.15) Характеристическое уравнение имеет вид k4 Ak2 B 0.

Решением уравнения (2.15) будет выражение 1 (2.16) C1sin k1t C2cos k1t C3sin k 2 t C4cos k 2 t.

Частота колебаний определяется как 1 J 2c0 (J1 J 0 ) (J1 J 2 )J 0c k1, 2 J 0 J1J 1 J 2c0 (J1 J 0 ) (J1 J 2 )J 0c12 c0c12 (J1 J 2 J0 ).

2 J 0 J1J 2 J 0 J1J Пример:

2.0 м3 ;

G д 22000 H ;

L 5 м ;

J 0 144 кг м 2 ;

J1 20000 кг м 2 ;

V J 2 1065 00 кг м 2 ;

c12 12500 кH м ;

cc c0 14.4 кH м ;

r 1.2 м.

1. Вычисляем коэффициенты А, В A 830 1 ;

B 74500 1.

c c 2. Находим частоты колебаний 26.97 1 ;

k 2 10.12 1.

k c c 3. Примем режим разгона, то есть 0 0 1 ;

1 ;

1 t p ;

.

t 0 t 0 t t Тогда 1 С2 ;

С4.

t p (k1 k 2 ) t p (k1 k 2 ) 2 Таким образом 1 1 cos k1t cos k 2 t.

t p (k1 k 2 ) t p (k1 k 2 ) 2 Динамическая нагрузка определяется как c01 c0 (cos k 2 t cos k1t).

k2 ) t p (k1 Оценку трхмассовой расчтной схемы произведм при 0.2 1 и c 0.15 с. В результате вычислений /см. рис. 2.8/ получены максимальные tp значения виброперемещения, виброскорости и виброускорения оператора на сидении 0. 1 0.00427 рад, (cos 26.97 t cos10.12 t) 0.15 624. 0. 0.07887 1, (26.97 sin 26.97 t 10.12 sin 10.12 t) c 0.15 624. 0. (727.38 cos 26.97 t 102.41cos10.12 t) 1.7699 1 2.

c 0.15 624. В переводе на линейные перемещения имеем:

0.512 см, z0 0.00427 9.45 см, z0 0.07887 с 2.124 м 2.

0 1.7699 1. z с Сравнивая с предыдущими результатами, полученными по четырх массовой расчтной схеме, видим, что трхмассовая расчтная схема дат за ниженные результаты.

Оценим приемлемость трхмассовой расчтной схемы с учтом пара метров гидропривода выравнивателя платформы. С этой целью дополним систему уравнений (2.11) уравнением связи с гидроприводом [13] J 0 0 с0 с0, 0 Мд, J1 1 c0 ( 0) c12 ( 2) 1 Мс J 2 2 (2.17) c12 ( 2), dp 1 a bp c r.

dt 0. 1( t ) 0 2 4 6 8 0. t 0. ' 1( t ) 0 2 4 6 8 0. t '' 1( t ) 0 2 4 6 8 t Рис. 2.8. Графики виброперемещения, виброскорости и виброуско рения оператора на сидении.

Домножим уравнение (1) системы (2.17) на J1, а уравнение (2) на J0 и вычтем из первого второе J 0J1 0 J1c0 0 J1c0 1, J 0Мд, J 0J1 1 J 0c0 ( 1 0 ) J 0c12 ( 2) J 0М д.

J 0J1 ( 1 0 ) (J 0 J1 )c0 ( 0) J 0c12 ( 2) (2.18) 1 К полученному уравнению (2.18) припишем уравнения (2), (3) и (4) системы (2.17), то есть J 0М д, J 0 J1 ( 1 0 ) (J 0 J1 )с0 ( 0) J 0c12 ( 2) 1 Мд, J1 1 c0 ( 0) c12 ( 2) 1 Мс J 2 2 (2.19) c12 ( 2), dp 1 a bp c r.

dt Выразим из уравнения (1) системы (2.19) соответственно ( 2), 2 ) и ( 1 2 ), а из уравнения для ( 1 2 ) « 2 »

( Мд J1 (J 0 J1 )c ( 1 0 ) ( 2) ( 0), 1 c12 J 0c12 c J1 (J 0 J1 )c ( 1 2 ) ( ) ( 1 0 ), 1 c12 J 0c J1 (J 0 J1 )c IV IV ( 1 2 ) ( 1 0 ), ( 0) c12 J 0c J1 (J 0 J1 )c IV IV 2 1 ( 1 0 ).

( 0) c12 J 0c Значение для ( и 2 подставим в уравнение (3) системы (2.19) 2) J1J 2 J 2 (J 0 J1 )c 0 ) М с IV IV J 2 1 ( ( 0) c12 J 0c (2.20) (J 0 J1 )c Мд.

J1 ( 1 0 ) ( 0) J С учтом того, что d 2p d 2p dp dp c12 c 2 ), получим rи 2 ) и 1 ( 1 ( b c dt dt dt fпr fпr dt bc12 cc12 J1J 2 J 2 (J 0 J1 )c IV IV ( 1 2 ) J 2 ( 1 2 ) J2 ( 0) fпr 2 fпr 2 c12 J 0c (2.21) (J 0 J1 )c 0 ) М с Мд.

( 1 J1 ( 1 0 ) ( 0) J Подставляя в уравнение (2.21) значения для ( 1 2 ) и ( 1 2 ) и преоб разовав, получим А( ) В( 1 0 ) С( 1 0 ) Д( Мд М с, (2.22) IV IV ( 0) 0) 1 1 0 где J1 )c0 (cc12 f п r 2 ) J 0J1c12f п r 2 ] bc12 [J 2 (J A ;

B ;

cc12 f п r 2 J 0J1J 2 (cc12 f п r 2 ) (J 0 J1 )c0c12fп r bc 0 (J 0 J1 )c С Д ;

;

J 0 J1 (cc12 f п r 2 ) J 0J1J 2 (cc12 fп r 2 ) (М д Мс )c12f п r Е.

J1J 2 (cc12 f п r 2 ) Решение неоднородного уравнения (2.22) будет состоять из частного решения и решения однородного уравнения [13].

В данном случае решением однородного уравнения будет t t 1 e (C1cos kt C 2sin kt) e (C3cos nt C 4sin nt). (2.23) Рассмотрим пример с теми же исходными данными, что и в предыду щем случае 2.0 м 3 ;

G д 144 кг м 2 ;

J1 20000 кг м 2 ;

22000 H ;

L 5 м ;

J V 1065 00 кг м 2 ;

c12 12500 кH м ;

c c c 0 14.4 кH м ;

r 1.2 м ;

J b 1.57 10 6 м 3 /с H ;

c 0.275 10 - 6 м 3 /H ;

f п 153.8 10 4 м 2.

Режим работы – разгон.

При этих значениях исходных данных коэффициенты дифференциаль ного уравнения (2.22) будут иметь следующие значения:

A 5.67 1 ;

B 99.876 1 2 ;

C 567.2 1 3 ;

Д 74.737 1 4.

c c c c 0. 0. ( t) 0 0.5 1 1.5 2 2.5 0. t 0. 0. ( t) 0. 0 0.5 1 1.5 2 2.5 0. t Рис. 2.9. Графики виброперемещения оператора на сидении ВПМ.

1. Определяем коэффициенты затухания колебаний и частоты колебаний А 5. 2.835 1 ;

c 2А 0 2. С 567. 2.839 1 ;

c 2В 2 99. 4 1 99.876 5.67 2 9.58 1 ;

k c 2.7 1.

4 99.876 74.737 567.2 n c 2 99. 2. Находим постоянные интегрирования при начальных условиях:

0 0 ;

1 t p ;

1 ;

1.

t0 t0 t t Чтобы оценить влияние параметров гидропривода выравнивателя на воздействие на оператора ВПМ примем те же начальные условия 1 0. 1.333 1 2.

c tp 0. Тогда постоянные интегрирования будут равны:

С1 0.0157 рад ;

С2 0.0139 рад ;

С3 0.0157 рад и С4 0.0496 рад.

При этих значениях /см. рис. 2.9/ максимальное значение будет рав но 0.025 рад. По четырхмассовой схеме в этом случае было 0.041 рад, по трхмассовой 0.00427 рад.

Таким образом, окончательное решение необходимо принимать срав нением с экспериментальными данными.

Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины в ре 2.3.

жиме перенесения дерева поворотом платформы На рис. 2.10 представлена расчтная схема механической /динамичес кой / системы «Оператор – машина – предмет труда».

Принятые обозначения:

J1 – момент инерции поворотной платформы;

J0, J2 – соответственно моменты инерции оператора и манипулятора с за хватно-срезающим устройством /ЗСУ/ и деревом, приведенные к оси вращения платформы;

1, 2, и 0 – угловые перемещения масс соответственно с моментами инер ции J1, J2, и J0;

c12, c0 – приведенные крутильные жсткости соответственно гидроманипу лятора и сиденья;

cп – крутильная жесткость привода платформы;

Рис. 2.10. Расчтная схема.

Мс – приведенный момент сопротивления перемещению дерева и платфор мы;

Мд – приведенный момент, отбираемый от силовой установки, для привода платформы;

В соответствии с уравнением Лагранжа 2-го рода система дифференци альных уравнений примет вид:

J 0 0 c0 0 c0 1, Мд, J1 1 c12 ( 1 ) c0 ( ) (2.24) 2 1 Мс J 2 2 c12 ( ).

1 Домножим уравнение (1) системы (2.24) на J1, а уравнение (2) на J0 и вычтем из второго первое J1 J 0 0 c 0 c0, 0 Мд, J 0 J1 1 c12 ( 2) c0 ( 0) 1 Мс J 2 2 c12 ( 2), J 0 J1 0 J1c 0 J1c 0, 0 J0М д, J 0 J1 1 J 0 c12 ( 2) J 0c0 ( 0) 1 J 0М д.

J 0 J1 ( 1 0 ) (J 0 J1 )c0 ( 0) J 0c12 ( 2) (2.25) 1 К полученному уравнению (2.25) припишем уравнения (2) и (3) систе мы (2.24), а также уравнение связи с гидроприводом [13] J 0 J1 ( 1 0 ) (J 0 J1 )c0 ( 0) J 0c12 ( 2) J0M д, 1 Мд, J1 1 c12 ( 2) c0 ( 0) 1 (2.26) J 2 2 М с c12 ( 1 2), 1 (a b p c dp/dt)/(r iп ).

В последнем уравнении системы (2.26) обозначено:

qнn qнn K н ц ;

b (K н ц K ц н )р ;

с ц, a 60f п 60f п fп где qн – объмная постоянная;

n– число оборотов гидромотора;

r– радиус тангенциальной составляющей;

н, ц – теоретические объмные КПД насоса с распределителем и гид ромотора;

fп – эффективная площадь поршней;

Kн, Kц и K – коэффициенты пропорциональности;

р– давление в гидросистеме;

iп – передаточное число.

Выразим из уравнения (1) системы (2.26) последовательно ( 2), 2 ) и ( 1 2 ), а из уравнения для ( 1 2 ) соответственно ( Мд J1 (J 0 J1 )c ( 1 0 ) ( 2) ( 0), 1 c12 J 0c12 c J1 (J 0 J1 )c ( 1 2 ) ( 0 ) ( 1 0 ), c12 J 0c J1 (J 0 J1 )c IV IV ( 1 2 ) ( 1 0 ), ( 0) c12 J 0c J1 (J 0 J1 )c IV IV 2 1 ( 1 0 ).

( 0) c12 J 0c Значения для ( и 2 подставим в уравнение (3) системы (2.26) 2) J1J 2 (J 0 J1 )c0 J 0 ) М с IV IV J 2 1 ( ( 0) c12 J 0c (2.27) (J 0 J1 )c Мд.

J1 ( 1 0 ) ( 0) J Так как ранее установлено [13, 14] ( b dp cd p )/(r iп ) и dt dt c12 c12 c dp 2 ) и d p ( 1 ( 1 2 ), ( 2 ), 1 dt dt f п r iп f п r iп f п r iп то уравнение (2.27) запишется в виде:

bc12 cc12 J1J 2 IV IV ( 1 2 ) J 2 ( 1 2 ) J2 ( 0) f п r 2 iп f п r 2 iп c (2.28) J 2 (J 0 J1 )c0 (J 0 J1 )c 0 ) М с Мд.

( 1 J1 ( 1 0 ) ( 0) J 0c12 J Подставив в уравнение (2.28) значения для ( 1 2 ) и ( 1 2 ) и пре образовав, получим дифференциальное уравнение четвртого порядка вида IV IV A( ) B( 1 0 ) C( 1 0 ) ( 0) 1 1 (2.29) Д( М д Мс, 0) где J 2 (J 0 J1 )c0 (cc12 f п r 2 iп ) J 0J1c12f п r 2 iп 2 bc A ;

B ;

сс12 f п r 2 iп J 0J1J 2 (cc12 f п r 2 iп ) (J 0 J1 )c0c12f п r 2 iп bc 0 (J 0 J1 )c С Д ;

;

f п r 2 iп ) J 0 J1J 2 (cc12 f п r 2 iп ) J 0 J1 (cc (М д Мс )c12f п r 2 iп Е.

J1J 2 (cc12 f п r 2 iп ) Как было установлено ранее [13], решением дифференциального урав нения (2.29) будет 2, где – решение однородного уравнения;

– частное решение.

Соответственно однородное и характеристическое уравнения имеют вид d 41 d 31 d 21 d Д A3 B2 C 0, (2.30) dt 4 dt dt dt 4 C Д A3 B 2 0 (2.31) Характеристическое уравнение (2.31) имеет две пары комплексно сопряжнных корней с отрицательными вещественными частями 1,2 ik;

3,4 in.

В соответствии с этим решением однородного уравнения (2.31) будет t t 1 e (C1cos kt C 2sin kt) e (C3cos nt C 4sin nt). (2.32) Рассмотрим пример с исходными данными применительно к ВПМ ЛП-19А.

В качестве расчтного случая примем пусковой режим работы. ВПМ ЛП-19А имеет следующие исходные параметры: масса поворотной части М=20000 кг;

радиус инерции поворотной части z=0.5 м;

масса манипулято ра, приведенная к точке подвеса рабочего органа m2=220 кг;

масса ЗСУ – 1500 кг;

вылет манипулятора L=5 м;

передаточное число iп=44.2;

скорость поворота платформы 1 =0.625 1/с;

время разгона tр=0.5 с;

изгибная жсткость л манипулятора в плоскости поворота c12 500 кН/м ;

жсткость сиденья сс= кН/м;

расстояние от сиденья до оси поворота платформы r0=1.2 м.

При этих исходных данных коэффициенты дифференциального урав нения (2.29) будут иметь следующие значения:

A 1.361 1 ;

B 266.26 1 2 ;

C 203.37 1 3 ;

Д 17359.45 1 4.

c c c c 1. Определяем коэффициенты затухания колебаний и частоты колеба ний нагрузки [84] A 1.361 C 203. 0.68 1 ;

0.382 1 ;

c c 2A 0 21 2B 2 266. 1` 16.31 1 ;

4A 0 B A 2 4 1 266.26 1. k c 2A 0 1 8.0 1.

4BД C 2 4 266.26 17359.45 203.37 n c 2B 2 266. 2. Находим постоянные интегрирования при начальных условиях:

0 0 t p ;

1 ;

1 ;

1.

t 0 t 0 t t Тогда выражения для определения постоянных интегрирования будут иметь вид [14]:

[(k 2 n 2 ) 3( 2 2 )] C1, t p [(k 2 n 2 ) 2 2(k 2 n 2 )( ) 2 ( ) 4 ] 1 [3(k 2 2 ) 2(n 2 2 ) (n 2 2 )] C2, t p k[(k 2 n 2 ) 2 2(k 2 n 2 )( ) 2 ( ) 4 ] [(k 2 n 2 ) 3( 2 2 )] C3, t p [(k 2 n 2 ) 2 2(k 2 n 2 )( ) 2 ( ) 4 ] 1 [(k 2 2 ) 3(n 2 2 ) 2(k 2 2 )] C4.

t p n[(k 2 n 2 ) 2 2(k 2 n 2 )( ) 2 ( ) 4 ] Подставляя значения,, k и n, а также 1 и tp, получим:

С1 = – 0.0062 рад;

С2 = – 0.000754 рад;

С3 = 0.0062 рад;

С4 = 0.001602 рад.

3. Определяем деформацию упругой связи «с0» и динамическую на грузку на оператора 1 0.68t ( 0) e ( 0.0062cos16.31t 0.000754si n16.31t) 0.001602sin 8t), рад 0.382t e (0.0062cos 8t М Дин. с0 ( Н м.

0 ), На рис 2.11 представлены графики изменения соответственно дефор мации упругой связи «с0», ускорения и динамической нагрузки на оператора.

Из графика видно, что максимальная деформация упругой связи при линей ной жсткости сидения 10 кН/м составляет 0.0101 рад, динамический момент 145.68 Нм. Это означает, что динамическая нагрузка на оператора будет М дин 145. Q дин 121.4 H.

r0 1. При этом перемещение оператора на сидении в горизонтальной плос кости (плоскости поворота платформы) составит 121. 0.0121 м.

10 10 Расчты показывают, что если уменьшить линейную жсткость сиденья до 5 кН/м, то динамическая нагрузка на оператора снижается до 70.09 Н, но при этом перемещение оператора на сиденье увеличивается до 0.014 м. В случае увеличения жсткости сиденья до 15 кН/м нагрузка на оператора воз растает до 183.14 Н, а перемещение снижается до 0.010 м. Уровень ускоре ний оператора на сиденье составляет 1.48…1.68 м/с2.

0. 0 2 4 6 8 ( t) 0. 0. t ''( t ) 0 2 4 6 8 t ( t ).c 0 2 4 6 8 t Рис. 2.11. Графики изменения соответственно деформации упругой связи «с0», ускорения и динамической нагрузки на оператора.

Частоты колебаний нагрузки при варьировании жсткости сиденья на ходятся в диапазоне:

высокие 14.45…17.97 1/с (2.3…2.86 Гц);

низкие 6.44…8.96 1/с (1.02…1.43 Гц).

Вибронагруженность оператора валочно-пакетирующей машины в ре 2.4.

жиме стопорения с последующим обрывом связей (размыканием вет вей и сучьев) На выборочных рубках леса и при разборе завалов леса после ветрова лов часто возникают режимы стопорения элементов технологического обо рудования ВПМ вследствие сплетения ветвей выносимого дерева с оставляе мыми на лесосеке с последующим обрывом удерживающих связей (ветвей или сучьев). Как показали исследования [82] этот режим нагружения сопро вождается значительными угловыми перемещениями масс механической системы.

Установлено, что угловые перемещения масс механической /динамической/ системы зависят от вылета манипулятора, объма пакетируе мых (обрабатываемых) деревьев и начальной скорости ствола дерева после размыкания ветвей. Причм определяющее влияние оказывает угловая ско рость дерева.

Так как этот режим работы на выборочных рубках и разборе завалов леса происходит практически при выносе всех или почти всех деревьев, то естественно возникает задача произвести оценку не только нагруженности машины, но и вибронагруженности оператора.

На рис. 2.12 представлена расчтная схема динамической системы «оператор – машина – предмет труда – дерево».

Принятые обозначения:

J1 – момент инерции всех сборочных единиц, составляющих силу тяжести ВПМ, относительно линии опрокидывания поворотной платформы, проходящей через передние катки опорно-поворотного круга;

J2 – момент инерции манипулятора и захватно-срезающего устройства /ЗСУ/, приведенный к оси поворота платформы (т. к);

J3 – момент инерции дерева, приведенный к оси поворота платформы;

J0 – момент инерции массы оператора, приведенный к оси поворота плат формы;

Рис. 2.12. Расчтная схема.

1, 2, 3 и 0 – угловые перемещения масс соответственно с моментами инерции J1, J2, J3 и J0;

c12, c23 и c0 – соответственно приведенные угловые жсткости гидроманипу лятора, дерева и сиденья оператора;

G– сила тяжести ВПМ без учта гидроманипулятора и ЗСУ;

GД – сила тяжести дерева;

hT – расстояние от оси подвеса ЗСУ до центра тяжести дерева;

МС – момент статического сопротивления повороту ВПМ.

Принятые допущения:

1. Физико-механические свойства упругих связей постоянны.

2. Движения масс системы описываются линейными дифференциальными уравнениями с постоянными коэффициентами.

3. Сопротивление воздушной среды учитываем в статическом моменте со противления повороту ВПМ.

Кинетическая энергия системы 1 1 1 J1 12 2 J 0 0 J 2 2 J 3 3.

T 2 2 2 Потенциальная энергия системы 1 1 2 2 П c23( 2) c12 ( 1) c0 ( 0).

3 2 2 2 Выполнив преобразования в соответствии с уравнением Лагранжа II-го рода, получим следующую систему уравнений J 0 0 с с 0 с с 1, J1 1 М с с 0 ( 1 0 ) c12 ( 2 1 ), (2.33) J 2 2 c12 ( 2 1 ) c 23 ( 3 2 ), J 3 3 G д h т 3 c 23 ( 2 3 ).

Примем:

Дsin (pt Asin (pt );

Bsin (pt );

Csin (pt );

);

1 2 3 );

0 Дpcos (pt 0 );

2 );

Apcos (pt Bpcos (pt Cpcos (pt );

Ap 2 sin (pt Bp 2 sin (pt Cp 2 sin (pt Дp 2 sin (pt 1 );

2 );

3 );

0 ).

(2.34) Подставим значения для и вторые производные от них в и 1, 2, 3 систему уравнений (2.33) и сокращая на sin (pt ), получим:

J 0 Дp 2 с0 Д с0 А, J1Аp2 с0 А с0 Д c12B с12А, (2.34) J 2 Bp2 c12B с12А c 23C с 23B, J 3Cp 2 G дh тC c 23B c 23C.



Pages:   || 2 | 3 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

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.