Динамика виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия

Прокопов, Евгений Егорович

Динамика виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

Прокопов, Евгений Егорович АВТОР

кандидата технических наук УЧЕНАЯ СТЕПЕНЬ

Орел МЕСТО ЗАЩИТЫ

2006 ГОД ЗАЩИТЫ

01.02.06 КОД ВАК РФ

Диссертация по механике на тему «Динамика виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия»

Автореферат диссертации на тему "Динамика виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия"

На правах рукописи

Прокопов Евгений Егорович

ДИНАМИКА ВПБРОЗАЩИТИОН СИСТЕМЫ С УПРУГИМ ЗВЕНОМ ПРЕРЫВИСТОГО ДЕЙСТВИЯ

01.02.06 — Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Орел - 2006

Работа выполнена в ГОУ ВПО «Орловский государственный технический университет»

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Чернышев Владимир Иванович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Рыбак Лариса Александровна

кандидат технических наук, доцент Ванин Владимир Семенович

Ведущая организация ФГНУ «Всероссийский научно-исследовательский

институт охраны труда»

Зашита диссертации состоится « 20 » декабря 2006 г. в 14 часов на заседании диссертационного совета Д 212.182.03 при ГОУ ВПО «Орловский государственный технический университет» по адресу: 302020, г. Орел, Наугорское шоссе, 29.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке

ГОУ ВПО «Орловский государственный технический университет».

Автореферат разослан «16» ноября 2006 г.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Используемые в настоящее время устройства виброзащитной техники по своим свойствам и реализуемым характеристикам не всегда отвечают установленным требованиям. Для достижения качественной виброзащиты данные устройства должны адекватно реагировать на внешние воздействия и поддерживать оптимальный, в соответствии с принятым критерием качества виброзащиты, процесс формирования компенсационных воздействий. Это полностью относится к таким необходимым устройствам виброзащитной техники как упругие звенья.

Развиваемые упругим звеном восстанавливающие силы определяют составную часть результирующего компенсационного воздействия, которое формируется в совокупности с диссипативными и инерционными силами при работе управляемых или «пассивных» структур с упругодемпфирующими и инерционными звеньями.

При «пассивном» варианте исполнения упругодемпфирующих звеньев в серийно выпускаемых сиденьях и подвесках мобильных машин существенное улучшение их антирезонансных и противоударных свойств достигается при использовании управляемых демпферов и упругих звеньев с переключаемой (управляемой) жесткостью.

С этих позиций исследование динамических свойств виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия является актуальным и представляет научный и практический интерес.

Диссертационная работа выполнялась в рамках принятого в Орловском государственном техническом университете научного направления «Динамика, прочность машин и силовой гидропривод», а также в соответствии с программой Министерства образования Российской Федерации «Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники» (подпрограмма «Производственные технологии») - проект «Совершенствование методов расчета и конструирования колебательных систем с непрямым импульсным управлением: проектирование управляемого упругодемпфирующего звена сиденья автогрейдера» (2000-2002).

Цель работы заключается в установлении закономерностей влияния упругого звена прерывистого действия на динамические свойства системы виброзащиты оператора мобильных машин технологического назначения.

Для достижения цели были поставлены и решены следующие задачи:

1. Разработать методику расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия, формируемого упругим звеном;

2. Теоретически обосновать базовые модели виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия;

3. Установить антирезонансные и противоударные свойства базовых моделей на основе аналитических методов расчета, численного моделирования и экспериментальных исследований;

4. Разработать амортизатор прерывистого действия для подвесок сидений мобильных машин технологического назначения.

Объектом исследования является виброзащитная система с упругим звеном прерывистого действия, которая рассматривается в системе «объект защиты - машина-среда».

Предметом исследования являются процессы и закономерности формирования компенсационного воздействия упругим звеном прерывистого действия, которые определяют динамические свойства подвески сиденья мобильной машины технологического назначения.

Методы исследования: теоретические исследования выполнены на основе классических методов расчета динамических систем с линейными и нелинейными упругодемпфирующими звеньями; методов гармонического баланса, математического моделирования и численного решения. При проведении экспериментальных исследований применялись стандартные методики измерений вибраций машин.

Научная новизна:

1. Разработана методика расчета рациональных параметров компенсационного воздействия, формируемого упругим звеном прерывистого действия по принципу активных систем;

2. Теоретически обоснованы три базовых модели виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия, которые обеспечивают существенное снижение вибрационной нагрузки на защищаемый объект;

3. Определены предельные антирезонансные и противоударные свойства базовых моделей;

4. Установлена область изменений переключаемых параметров жесткости упругого звена прерывистого действия, при которых достигается монотонное уменьшение амплитудно-частотной характеристики и проявляются уникальные антирезонансные и противоударные свойства;

Достоверность результатов обеспечивается соответствующим выбором расчетных моделей, использованием адекватного математического аппарата, современной вычислительной техники и программного обеспечения; подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными.

Теоретическую значимость н практическую ценность составляют:

1. Методика расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия;

2. Результаты исследований динамических свойств базовых моделей, полученные при моделировании колебательной системы «объект защиты -машина-среда»;

3. Технические решения амортизатора прерывистого действия для системы виброзащиты оператора мобильных машин технологического назначения;

4. Результаты и анализ экспериментальных исследований опытного и макетного образцов виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия.

Реализация результатов исследования:

Результаты диссертационной работы используются в учебном процессе. На установке «механический осциллятор», в состав которой входит разработанный переключатель жесткости, проводятся лабораторные работы по дисциплинам «Динамика управляемых виброзащитных систем», "Аналитическая динамика и теория колебаний".

Результаты исследования переданы на ведущие предприятия г.Орла для последующего их использования при проведении опытно-конструкторских работ, связанных с разработкой новых и модернизацией существующих виброзащитных систем.

Апробация работы. Материалы "диссертации докладывались и получили одобрение на международных и всероссийских научно-технических конференциях и симпозиумах. Отметим следующие: IV Всероссийская научно-практическая конференции с международным участием «Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности» (Санкт-Петербург, БГТУ, 1999); V, VI, VII Международные конференции по проблемам нелинейных колебаний механических систем (Нижний Новгород, ННГУ, 1999, 2002, 2005); IV, V, VI, VII Международные научно-технической конференции «Вибрационные машины и технологии» (Курск, КГТУ, 1999, 2001, 2003, 2005); I и II Международные симпозиумы «Машины и механизмы ударного, периодического и вибрационного действия» (Орел, ОрелГТУ, 2000, 2003); Международная научно-практическая конференция «Информационные технологии в науке, образовании и производстве» (Орел, ОрелГТУ, 2004).

Экспонат «Амортизатор прерывистого действия» демонстрировался в 2003 году на VII Международной специализированной выставке «Безопасность и охрана труда - 2003» и на Российской агропромышленной выставке «Золотая осень» (10-14 октября 2003 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 23 научных труда, включая 13 статей, тезисы 6 докладов, 4 патента России на изобретение.

На защиту выносятся:

1. Теоретически обоснованные положения о необходимости применения упругого звена прерывистого действия в системах виброзащиты человека оператора мобильных машин технологического назначения;

2. Методика расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия, формируемого упругим звеном;

3. Обоснованные алгоритмы переключения жесткости упругого звена, устраняющие резонансные явления без ухудшения показателей качества виброзащиты в до - и зарезонансной областях частот;

4. Предложенные технические решения по конструкции амортизатора прерывистого действия, рекомендуемые к использованию в подвесках сидений мобильных машин технологического назначения.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов, списка литературы из 209 наименований, восьми приложений и содержит 186 страниц из них 170 страниц основного текста, 65 рисунков, 7 таблиц.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введешш обоснована актуальность темы, отмечена научная новизна полученных результатов исследования, представлены выносимые на защиту основные положения работы.

В первой главе представлены результаты обзора и анализа основных направлений исследований в области динамики и управления виброзащитных систем, а также различных схемных решений и вариантов исполнения конструкций амортизаторов прерывистого действия. Выполнен обзор методов исследований нелинейных систем.

Изучению проблем, связанных с виброзащитой машин, приборов и аппаратуры, а также человека - оператора от внешних механических воздействий уделяется большое внимание, как в нашей стране, так и за рубежом. Особое место отводится исследованиям динамических свойств виброзащитных систем, от которых во многом зависят производительность машин и оборудования, устойчивость работы приборов и аппаратуры, стабильность протекания технологических режимов, условия работы операторов мобильных машин.

Известны общетеоретические работы Фролова К.В., Бутенина Н.В., Тимошенко С.П., Пановко Я.Г., Бидермана В.Л., Коловского М.З. и многих других ученых, в которых достаточно полно изучены колебания механических систем с линейными упругодемпфирующими звеньями в случае детерминированных внешних возмущений.

Значительное место в работах Диментберга М.Ф., Светлицкого В.А., Макарова Б.П., Ларина В.Б. отводится изучению свойств систем виброзащиты при случайных колебаниях. Исследования, проведенные в данной области, расширили круг традиционно решаемых задач и способствовали совершенствованию математических методов классической теории колебаний.

Особо следует подчеркнуть роль прикладных задач виброзащиты, связанных с обеспечением нормальных условий труда человека — оператора на транспорте. Специфика и динамические особенности функционирования мобильных машин и систем защиты человека — оператора рассматриваются в работах Ани-ловича В.Я., Хачатурова А.Ю., Турбина Б.И..

Авторы, исследуя спектральный состав колебаний мобильных машин, доказывают малую эффективность используемых в настоящее время амортизаторов остова ряда машин технологического назначения, а также подвесок сидений с постоянным демпфированием.

Проведенный анализ существующих устройств виброзащитной техники позволил определить основные направления их развития. К ним относятся совершенствование классических схем виброзащиты, реализуемых на пассивных уп-руговязких и инерционных элементах, разработка активных средств виброзащиты, а также создание систем виброзащиты с непрямым управлением, формирующих компенсационное воздействие по принципу активных систем.

Виброзащитные устройства на пассивных неуправляемых элементах просты по конструкции, наиболее распространены в практике. Однако, они не устраняют резонансные явления при широкополосном случайном вибровоздействии.

С развитием математических методов многопараметрической оптимизации стало возможным решение задач проектирования управляемых виброзащитных систем, удовлетворяющих выбранным критериям оценки качества их работы. Благодаря трудам Болотника H.H., Троицкого В.А., Синева А.В.и ряда других авторов в настоящее время выявлены принципиальные возможности управляемых систем в области достижения минимальных уровней колебаний на рабочем месте оператора мобильной машины технологического назначения. Однако, в настоящее время до практического применения доведены относительно простые схемы и устройства активной виброзащиты.

Новые подходы решения задач виброзащиты отражены в работах Емельянова C.B., Елисеева C.B., Чегодаева Д.Е., Чернышева В.И., KápHona Д.С. (США). Считается, что посредством непрямого управления параметрами упру-годемпфирующего звена можно обеспечить выполнение перспективных условий эффективной виброзащиты:

К<1 при r¡ <1.41; <]-я пРи 1> 1.41, С1)

где К - коэффициент динамичности, т| — коэффициент расстройки частот. В этой связи, особую актуальность представляют задачи исследования закономерностей формирования восстанавливающих сил по принципу «активного воздействия» при использовании пневмомеханических упругих звеньев прерывистого действия.

Во второй главе исследуется зависимость коэффициента динамичности от амплитудо-фазовых параметров силового и кинематического возмущений; показано, что минимизация коэффициента динамичности обеспечивается в случае прерывистого характера компенсационного воздействия; обоснованы оптимальные алгоритмы переключений жесткости упругих звеньев.

Эффективность применения виброзащитных систем, особенно при низкой собственной частоте, во многом зависит от действующих на защищаемый объект внешних сил. Поэтому исследование динамических свойств виброзащитной системы при одновременном действии кинематического и силового возмущения, в частности изменяющихся по гармоническому закону, имеют важное значение.

Движение защищаемого объекта массы m при одновременном действии кинематического: у = у0 sin cot, и силового возмущения: P(t) = Р0 sin( cot + ç), где у0,Р0 — амплитуда кинематического и силового возмущения соответственно; Ф - фазовый угол между силовым и кинематическим возмущением, описывалось дифференциальным уравнением:

тх + bx + cx = bсоу0 cos a>t + су0 sin cot + P(t), (2)

где с— жесткость упругого элемента; Ь — вязкое сопротивление.

В случае установившихся вынужденных колебаний защищаемого объекта решение дифференциального уравнения (2) имеет вид:

х = у ■

~> 2 (2£?7 + ^БШ <р) + (1 + 5 сое (р)

(1-^2)2 +4 е2п2

5Ш(®Г + в),

(3)

где 5 = —5— относительная амплитуда силового возмущения; Лс

в = —-г— — относительный коэффициент демпфирования; 1ыст

'Уош

2 2

(2ег!+ 8 ят(р) +(\ + Бсозф)

„ 2 !2 Л 2 2 (1 - 7 ) +4 е г)

— амплитуда защищаемого объекта.

Динамические свойства виброзащитной системы характеризуются коэффициентом динамичности К , который определяется как отношение амплитуды перемещения защищаемого объекта к амплитуде колебаний основания:

К =

У о

В нашем случае:

К =

2 2 \(2ег] + 5 зт/р) +(\ + 8сов<р)

(1-ч2)2 +4е2п2

(4)

(5)

На основании формулы (5) проанализировано влияние силового возмущения на динамические свойства виброзащитной системы, что непосредственно связано с оптимизацией параметров 5 и <р.

Установлено, что для достижения минимальных значений коэффициента динамичности относительная амплитуда силового возмущения должна быть

5 > 1, а соответствующие значения ф находится в пределах к <, <р < '-

. -ЗЛ" ~2~"

Чтобы обеспечить «нулевой» уровень колебаний защищаемого объекта при произвольных значениях 5 > 1, фазовый угол должен определяться из выражения: = + /7=0, 1, 2,..., а параметры виброзащитной

системы удовлетворять соотношению: ег/ = 0.5\52 -1.

На рисунке 1 приведены графики амплитудно-частотных характеристик (АЧХ), рассчитанные по формуле (5).

Рисунок 1 — Графики амплитудно-частотных характеристик: 1 — при 5= 0; 2 - при 5= 1 и ф =3.14;

3 - при 5= 1.2 и ф= 3.72; 4-при 5= 1.4 и <£ = 3.91

При фиксированных параметрах системы (8,5, <р) графики АЧХ состоят из двух «ветвей», соединяемых в особых точках, в которых коэффициент динамичности равен нулю. С увеличением 5 значения коэффициентов динамичности на левых «ветвях» АЧХ увеличиваются, а на правых «ветвях» - уменьшаются. Причем с уменьшением 5 особые точки смещаются влево по оси г| и, в пределе, когда 5 —> 1 стягиваются в «0».

Из графиков АЧХ видно, что на всем исследуемом диапазоне частот значения коэффициентов динамичности не превышают единицы. Это объясняется тем, что «воспроизводилась» работа активной виброзащитной системы, которая формирует компенсационное силовое воздействие в «противофазе» по отношению к кинематическому возмущению. В такой постановке силовое возмущение следует рассматривать как управляющее воздействие с изменяющимися параметрами 5 и ф.

Кроме того, расчетным путем установлено, что коэффициент динамичности может принимать минимальные значения при 5 < 1, если соответствующие

, 6п 14л

значения фазового угла лежат в интервале — < ф < ——.

В этом случае, силовое возмущение, как управляющее воздействие оптимально. С другой стороны, если значения фазового угла лежат вне данного интервала, то силовое возмущение является «помехой» и уровень колебаний защищаемого объекта неизбежно увеличивается.

Предельные варианты виброзащиты достигаются только при оптимальных параметрах прерывистой восстанавливающей силы, «имитирующей» компенсационное воздействие по типу активных систем.

Движение защищаемого объекта массы т такой системы описывалось дифференциальным уравнением:

х + 2пх + к х = 2пу +к2у +

P(t)

(6)

где у= у0 sin со/ - кинематическое возмущение; " -Р0> при 0<t<t\;

Р( 0 =

■ прерывистое силовое возмущение;

0, /?рыП</<—;

Т Т Р0, при —<,1< — + (1', 0 2 2 Т

0, при —+ *1<<<7\ ^ 2я-

Т = — - период кинематического возмущения; а — частота кинематиче-со

ского возмущения; у0, Р0 — амплитуда кинематического и силового возмущения; /1 - длительность импульса силового возмущения.

В пределах полупериода получены следующие решения уравнения (б):

Уо Л-<г2

--ви I -гн*-ап) i -ф + е п +2е 1 eos--(n-cot\)-sin(

■J^T2

mt +а)

\ + e~2 77 +2e * -eos,11 S¿

+ S +

l + 4e 7]

- ' sm(eX + в);

(\-П )2 +4£2T?2

¿2.

Уо

--(я-шП)

S-e n

--Ш1

, 1

\ + e

-2-(я-ыП) --(л-аЛ) ГГ

" +2e " — V1"

-(тс - tari)

- sin(

cot + a)±

1 + e n + 2e

1 -E*

~-(<al-a)l\) ( 1-е "

(cot — cot 1) + eos

M-72

(a>t - coi\)

+ S +

I 1 + ¿

Í(\-42)

—=—-—=- iin( col + e ) ¿ + 4e¿ri¿

Установлено, что негативные последствия силового возмущения устраняются при его периодическом «отключении», а воспроизведение оптимальной последовательности силовых импульсов посредством переключений жесткости упругого звена обеспечивает монотонное уменьшение амплитудно-частотной характеристики и устранение резонансных явлений. Так наблюдаемое монотонное уменьшение значения коэффициента динамичности связано с ростом 5 (5> 1) и уменьшением /1. Из графиков АЧХ (рисунок 2) видно, что на всем исследуемом диапазоне частот значения коэффициента динамичности не превышают единицы.

Рисунок 2 — Графики амплитудно-частотных характеристик 1 — при 5=0; 2-при 5= 1,0 и /1 =2,1;

3 -при 5= 1,2 и Л = 1,9; 4 — при 5= 1,4 и /1 = 1,7

Далее исследовались алгоритмы переключений жесткости упругого звена, посредством которых имитировалась последовательность соответствующих (оптимальных) силовых импульсов: Р(1) —» с - (х - у); с => (с, <с3).

Процесс чередования переключений жесткости связывался с изменяющимися априорными ситуациями, которые выражались через компоненты состояния системы: перемещение, скорость, ускорение (рисунок 3).

Жесткость максимальна (с = с2), если основание и объект движутся в противоположные стороны, а также при движении их в одном направлении, когда скорость объекта больше скорости основания, то есть при соблюдении условий: х-у<0;х-у >0 и > |><|. Жесткость минимальна (с = с,), если основания и объект движутся в одном направлении, и скорость объекта меньше скорости основания, то есть при соблюдении условий: х-у > 0 и < |>>|.

Совокупность априорных ситуаций представима в виде свертки информации, которая и определяет алгоритм переключения жесткости:

\с. при х(х — у) < 0

с ~ 1 (7)

[ с2 при х(х —у )> 0 "

х-у> О

7)Г

*>0 >>0

х-у< 0

- у) < 0 __]

х—у> 0 х(х-у)> О

д- > 0 ><0

х<0 ¿<0

х<0 у> 0

х-у<0 х(х-у)> 0

Рисунок 3 ■

|л-|-|у|>0 х-у > 0 х(х-у)> О

х-у>0 х(х-у)>

*>0 >•>0

х> О у< О

х<0 у< О

И-|>1>0

х-у<0 х(х-у)> О

8)^

| л < О ¿>0

х— у< О х(х-у)> О

■ Анализируемые априорные ситуации

Из сопоставления осциллограмм стационарных колебаний установлено, что в области зарезонансных частот момент смены знака абсолютной скорости и относительного смещения объекта совпадают. С этих позиций априорные ситуации вида х-(х-у) и (у-х)-(х-у) эквивалентны, так как определяют один и тот же алгоритм переключения жесткости:

Гс, при (у-х)(х-у)< 0 1 с2 при (у -х)(х- у) > 0 ■

В третьей главе обоснован выбор базовых моделей виброзащптной системы с упругим звеном прерывистого действия; уточнены особенности прерывистого компенсационного воздействия, связанные с эффектом позиционирования дополнительного упругого звена; выполнены с использованием метода гармонического баланса аналитические расчеты по определению коэффициентов динамичности; приведены результаты численного моделирования колебаний базовых моделей при гармоническом и единичном ударном возмущениях.

Основные особенности работы виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия отражают три модели, выбранные в качестве базовых (рисунок 4): БМ-1 - с переключением жесткости несущего упругого звена; БМ-2 - с переключением жесткости дополнительного упругого звена; БМ-3 - с переключением жесткости дополнительного позиционируемого упругого звена.

а) б) в)

Рисунок 4 - Модели, выбранные в качестве базовых: а -БМ-1; б -БМ-2; в -БМ-3

В момент смены знака абсолютной скорости или относительного смещения переключение жесткости несущего упругого звена модели БМ-1 и дополнительного упругого звена модели БМ-2 не сопровождается скачкообразным изменением компенсационного воздействия (рисунок 5,а), что является необходимым условием «активной компенсации» внешних возмущений.

Показано, что посредством позиционирования дополнительного упругого звена базовая модель БМ-3 обеспечивает необходимое скачкообразное изменение компенсационного воздействия (рисунок 5).

Модель БМ-1 описывается нелинейным дифференциальным уравнением: mx + b(i-y) + c(t)(x-y) = 0 (9)

\ с, при (у-х)(х-у)<0 c(t) = \ , где с, <с2 .

[ с2 при (у-х)(х—у)> О

Основные расчетные зависимости для анализа динамических свойств модели БМ-1 получены методом гармонического баланса. В расчетах принималось кинематическое возмущение вида у = у0 sin cot.

Рисунок 5 - Диаграмма работы несущего (а) и дополнительного позиционированного упругого звена (б)

Результаты расчетов представлены в виде графиков АЧХ (рисунок 6).

Рисунок 6 - Графики амплитудно-частотных характеристик: /-у=1;2-у=2;5-у=3, где ^ = с2/с,)

Смещение резонансных пиков в область более низких частот повышает эффективность виброзащиты. При определенных соотношениях жесткости коэффициент динамичности становится меньше единицы при г] > 1 в отличие от известных линейных, в которых К<1 при г) > 1.41.

Более полная информация о динамических свойствах базовой модели БМ-1 получена при моделировании колебаний защищаемого объекта, на основе уравнения (9) представленного в виде:

тх + Ь(х - у) + с(х - у) + 0 = 0; (10)

г С,.

при при

иу=и,

о=

О,

(V-!)

при Цу = и, при IIу = и2

Здесь О — составляющая восстанавливающей силы, реализуемая в процессе блокировки части несущего упругого элемента; = х, - у1 — «деформация» упругого звена в момент переключения с малой жесткости на большую; иу — функция управления; V¡> {/2-значения функции управления.

Значения функции управления изменяются по алгоритму:

и1 при х-(х-у) <0

и.

,2 при х-(х — у)>0'

В процессе моделирования получены амплитудно-частотные характеристики (рисунок 7)

□ .о

Рисунок 7 - Графики амплитудно-частотных характеристик: а - по перемещению; б — по деформации;

1 - при V = 4; 2 - при V = 2; 3 - при V = 1

При алгоритме (11) резонансные пики также смещаются в область низких частот. Причем, ординаты АЧХ таких систем (рисунок 7, кривые 2 и 3) в резонансной полосе частот по сравнению с аналогичными ординатами АЧХ пассивных систем (рисунок 7, кривая /) уменьшаются в 1,5...2 раза. Кроме того, с увеличением соотношения жесткостей V эффективность виброзащиты возрастает, Так, при изменении V от 2 (кривая 2) до 4 (кривая 3) наблюдается уменьшение ординат АЧХ соответственно: по перемещению — от 1,2 до 0,9; деформации - от 1,0 до 0,85.

Сравнительный анализ АЧХ (см. рисунок 6 и 7) позволил оценить эффективность принятых алгоритмов переключений жесткости (7) и (8). Установлено, что алгоритм переключений жесткости, связанный со сменой знака произведения относительного смещения и относительной скорости (8) при определенных соотношениях жесткости позволяет снизить уровень колебаний защищаемого объекта только в области зарезонансных частот. Алгоритм же, связанный со сменой знака произведения, абсолютной и относительной скорости (7), при одних и тех же соотношениях жесткости и величине демпфирования обеспечивает монотонное снижение уровня колебаний защищаемого объекта на всем рабочем диапазоне частот.

Аналогичные исследования динамических свойств проведены для моделей БМ-2 и БМ-3. Обобщенная математическая модель данных систем записывалась в виде следующего нелинейного дифференциального уравнения:

при и у = и,

Сд-^о-^ф-хх-у + ух) + сд(х-х^-у+у^) при иу=и2

тх + Ь(х-у) + с(х-у) + £)(1) = 0, где (12)

'Д

где , с л - величина предварительной деформации и жесткость дополнительного упругого звена, соответственно; хг,уг - текущие координаты защищаемого объекта и основания в момент переключения жесткости.

В процессе моделирования получены амплитудно-частотные характеристики (рисунок 8) и осциллограммы (рисунок 9).

к 2.0

£=0.3

а)

Рисунок 8 - Графики АЧХ: а — по перемещению, б - по деформации 1 — БМ-3; 2 — БМ-1; 3 — пассивной виброзащитной системы

Установлено, что при определенных параметрах жесткости графики АЧХ монотонно убывают, т.е. устраняются резонансные явления. Значения ординат АЧХ на резонансных частотах составляют: по перемещению - 0.6; по деформации — 0.85, что в 2 — 3 раза ниже соответствующих значений коэффициентов

динамичности для пассивных систем (кривая 3), и на 15. гичных ординат АЧХ (кривая 2), полученных для модели

..20 % меньше анало-БМ-1.

32 . 34 ?й 38

•• Ц

а) б)

Рисунок 9 — Осциллограммы перемещения (а) и скорости (б) при 8=0.1, \=2

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

ETA TETAI EPSO H К и

1 1.41 в.18 в.0OS SQOO 2.61

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

СТА TETftl EPSO H К v

i 1.41 в. ie е. eos 5оов 2. ео

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

ETA TETftl ЕРSO H К V

i . 1.41 . e.ie в.ees 5000 г.во

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

ЕТй TETAI EPSO H К w

1 1.41 0.18 e.BOS 5000 2.00

Рисунок 10 - Переходные процессы при единичных возмущениях: I— единичное возмущение; 2 - отклик пассивной системы; 3 - отклик БМ-1

В работе исследованы переходные процессы системы при единичных возмущениях вида: у = 0.51т(1-созу!);у = к-(1-е~7'), где И и у — параметры, характеризующие величину и интенсивность единичного возмущения.

На основе анализа переходных процессов (рисунок 10) установлено, что единичные возмущения безопасны, если длительность их действия мала по сравнению с периодом свободных колебаний системы. При минимальном количестве переключений переходные процессы затухают в пределах одного периода, а значения коэффициента динамичности при этом меньше единицы.

В четвертой главе приведено описание конструктивных решений системы виброзащиты с упругим звеном прерывистого действия, которые реализуют принцип действия базовых моделей; приведены результаты экспериментальных исследований на лабораторной установке «механический осциллятор» и опытного образца амортизатора прерывистого действия.

Результаты математического моделирования и численных расчетов базовой модели БМ-2 проверялись экспериментально на специальной лабораторной установке «механический осциллятор» (рисунок 12), в состав которой входил переключатель жесткости (рисунок 13).

Рисунок 12 - Схема лабораторной установки «механический осциллятор»: 1 - корпус; 2 — платформа; 3 — каретка; 4 — шаговый двигатель; 5 - электромагнит; 6,7 — концевые датчики; 8, 9 - датчики перемещений

Рисунок 13 — Переключатель жесткости

1 — корпус; 2 — уголок; 3 - штанга; 4 — захват; 5 — кронштейн; б — подшипник; 7 - ось; 8 - скоба; 9 - скоба; 10 — пружина; 11 - регулировочный палец; 12 — пружина; 13 - кронштейн.

Соответствующие теоретические и экспериментальные значения коэффициента динамичности приведены в таблице 1.

Сравнительный анализ теоретических и опытных данных показал их удовлетворительное согласование - 94.5%.

Таблица 1 - Значения коэффициента динамичности для базовой модели БМ-2

Л 0.8 1.0 1.2 1.4

Эксперимент 0.37 0.34 0.33 0.30

Теория 0.35 0.33 0.32 0.30

Эффективность виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия подтверждают также результаты сопоставительных испытаний штатной и модернизированной подвески сиденья автогрейдера с амортизатором прерывистого действия (рисунок 14).

В процессе испытаний измерялись уровни общей транспортной вибрации на подушке сиденья и на полу кабины при движении автогрейдера по грунтовой дороге. Параметры вибрации регистрировались измерителем вибрации ВП1В -003-М2. В качестве преобразователя сигналов использовался пьезоэлектрический преобразователь ДН-3-М1.

Результаты экспериментальных исследований приведены в таблице 2.

Автогрейдер, как мобильная дорожно-строительная машина, имеет низкую собственную частоту колебаний. В результате спектральный состав вертикальных колебаний на полу кабины имеет ярко выраженный экстремум. Основная энергия колебательного процесса сосредоточена во второй и третьей октавных полосах частот, где значения виброускорений превышают нормативные.

Спектр виброускорений на подушке штатного сиденья также имеет ярко выраженный «пик», приходящийся на вторую октавную полосу частот, где значение виброускорения по сравнению со спектральными показателями пола увеличивается на 4 дБ.

Сиденье с опытным образцом амортизатора прерывистого действия (рисунок 14) позволяет Рисунок 14 —Амортизатор снизить значения виброускорений на подушке си-прерывистого действия денья в низкочастотной области и, тем самым,

устранить резонансные явления. Значения «выходных» виброускорений по сравнению с виброускорениями пола снижаются на 4 й 6 дБ, соответственно, во второй и третьей октавных полосах частот. По сравнению со штатным сиденьем значение «выходного» виброускорения снижается на 8 дБ во второй октавной полосе частот и несколько увеличивается в области высоких частот.

Таблица 2 - Спектральные показатели вибрационной нагрузки

Объект Вертикальные значения виброускорений (дБ) в октавных полосах частот

1, Гц 2, Гц 4, Гц 8, Гц 16, Гц

Пол кабины 94 119 116 109 110

Сиденье со штатным гидравлическим амортизатором 100 123 109 100 97

Сиденье с опытным амортизатором 98 115 110 110 109

Увеличение спектральных показателей вибрационной нагрузки на сиденье с опытным образцом в зарезонансной области частот связано с тем, что в моменты переключений амортизатора жесткость его упругого звена изменяется скачком и, тем самым генерируются дополнительные «ударные импульсы».

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

В диссертационной работе решена важная научно-техническая задача, которая позволила выявить закономерности влияния упругого звена прерывистого действия на динамические свойства системы виброзащиты оператора мобильных машин технологического назначения.

1. В результате сопоставительного анализа динамических свойств виброзащитных систем установлено, что прерывистое изменение параметров несущего и дополнительного упругого звена в амплитудно-фазовой области позволяет выполнить перспективные условия эффективной виброзащиты.

2. Дано теоретическое обоснование трех базовых моделей виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия, позволяющих воспроизводить оптимальные и близкие к ним последовательности переключений жесткости и формировать восстанавливающие силы по принципу «активной компенсации».

3. Рационально использовать два основных алгоритма переключений жесткости, согласно которым включение в работу упругого звена происходит при смене знака относительной скорости, а выключение из работы - при смене знака абсолютной скорости или при смене знака относительного смещения.

4. Разработаны методика и программы расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия.

5. Установлено, что существуют различные сочетания переключаемых параметров жесткости упругого звена прерывистого действия, при которых обеспечиваются практически одинаковые показатели виброзащиты.

6. Базовые модели с дополнительным позиционируемым упругим звеном прерывистого действия устраняют резонансные явления. Их динамические свойства таковы, что коэффициенты динамичности меньше единицы в области низких и резонансных частот, а в области высоких частот они не превышают предельных значений для линейной модели без демпфирования.

7. В результате моделирования колебаний при единичном возмущении установлено, что базовые модели обладают повышенными противоударными свойствами - максимальные значения коэффициентов динамичности не превышают единицы, а переходные процессы затухают в пределах одного периода.

8. Проведенные исследования лабораторной установки «механический осциллятор» с переключателем жесткости показали качественное сходство расчетного и экспериментального законов движения объекта защиты в диапазоне частот до 12 Гц.

9. Предложены амортизаторы прерывистого действия, которые защищены патентами Российской Федерации, и рекомендуются к использованию в подвесках сидений мобильных машин технологического назначения.

10. Результаты экспериментальных исследований сиденья автогрейдера, выполненной по схеме «третьей базовой модели» (при замене штатного амортизатора на опытный образец амортизатора прерывистого действия) подтверждают эффективность системы виброзащиты данного типа. Значения виброускорений на подушке сиденья по сравнению с виброускорениями пола снижаются на 4 и б дБ во второй и третьей октавных полосах частот. По сравнению со штатным сиденьем величина виброускорения во второй октавной полосе частот снижается на 8 дБ.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ:

1 Прокопов, Е.Е. Исследование подвески с амортизатором прерывистого действия для сиденья мобильных машин / Е.Е. Прокопов, В.И.Чернышев, О.В. Фоми-нова // Механизация и электрофикация сельского хозяйства. - 2006. — № 10.

2 Прокопов, Е.Е. Динамика виброзащитных систем с упругим звеном прерывистого действия / Е.Е. Прокопов // Ударно-вибрационные системы, машины и технологии: материалы III межд. науч. симп. - Орел: ОрелГТУ, 2006. - С.367-374.

3 Прокопов, Е.Е. Исследование нестационарных режимов работы виброзащитных систем с непрямым управлением жесткости / Е.Е. Прокопов // Вибрация - 2005. Вибрационные машины и технологии: сб. науч. тр. VII межд. науч.-техн. конф., 4.2. - Курск: КГТУ, 2005. - С.67-70.

4 Прокопов, Е.Е. Влияние сил вязкого трения на колебания виброзащитных систем с управляемой жесткостью / Е.Е. Прокопов // Нелинейных колебаний механических систем: материалы VII межд. конф. — Нижний Новгород: ННГУ, 2005. - С.361-362.

5 Прокопов, Е.Е. Моделирование виброзащитных систем с устройством позиционирования дополнительного упругого элемента / Е.Е. Прокопов // Известия ОрелГТУ. Сер. Информационные системы и технологии: материалы межд. науч.-техн. конф. «Информационные технологии в науке, образовании и производстве», Том 3. - 2004. -г №3 (4). - С.52-56.

6 Прокопов, Е.Е. Исследование периодических режимов колебаний виброзащитной системы с импульсным управлением жесткости / Е.Е Прокопов // Известия ОрелГТУ. Сер. Естественные науки. - 2004. - № 5-6. - С. 132-137.

7 Прокопов, Е.Е. Динамика виброзащитных систем с переключателями жесткости упругих элементов / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Вибрационные машины и технологии: сб. науч. тр. VI межд. науч.-техн. конф. - Курск: КГТУ, 2003. - С.356-360.

8 Прокопов, Е.Е. Моделирование виброзащитных систем с переключателями жесткости и устройствами позиционирования упругих элементов / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Механизмы и машины ударного, периодического и вибрационного действия: материалы II межд. науч. симп. - Орел: ОрелГТУ, 2003. -С.191-198.

9 Прокопов, Е.Е. Исследование и моделирование колебаний виброзащитных систем с непрямым импульсным управлением / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Нелинейных колебаний механических систем: материалы VI науч. конф. - Нижний Новгород: ННГУ, 2002. - С. 128-129.

10 Прокопов, Е.Е. Исследование возможностей виброзащитных систем с устройствами позиционирования упругих элементов / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Вибрационные машины и технологии: сб. науч. тр. V межд. науч.-техн. конф. - Курск: КГТУ, 2001. - С.296-300.

11 Прокопов, Е.Е. Эффективность виброзащитных систем на основе упругих элементов с непрямым управлением жесткостью / Е.Е. Прокопов // Известия ОрелГТУ. Сер. Математика. Механика. Информатика. - 2000. - №3. - С. 78-83.

12 Прокопов, Е.Е. Виброзащитные системы с импульсным управлением жесткости несущего упругого элемента / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Механизмы и машины ударного, периодического и вибрационного действия: материалы межд. науч. симп. - Орел: ОрелГТУ, 2000. - С.231-234.

13 Прокопов, Е.Е Виброзащитные системы с существенно нелинейными характеристиками восстанавливающих сил / Е.Е. Прокопов // Вибрационные машины и технологии: сб. науч. докл. IV межд. науч.-техн. конф. - Курск: КГТУ, 1999.- С.276-280.

14 Прокопов, Е.Е. Исследование виброзащитных систем с разрывными характеристиками восстанавливающих сил / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности: материалы IV Всероссийской науч.-практ. конф. с межд. участием. Том 3 - Санкт-Петербург: БГТУ, 1999.- С. 512.

15 Прокопов, Е.Е. Потенциальные возможности полуактивных виброзащитных систем / Е.Е. Прокопов // Нелинейных колебаний механических систем: материалы V межд. конф. - Нижний Новгород: ННГУ, 1999. - С.188 - 191.

16 Прокопов, Е.Е. Динамика виброзащитных систем при прерывистом силовом возмущении / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Сб. науч. тр. ОрелГТУ, Том 13. - Орел: ОрелГТУ, 1998. - С.132-137.

17 Прокопов, Е.Е. Влияние ступенчатого, противофазного силового возмущения на динамические свойства виброзащитной системы / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев//Сб. науч.тр.ОрелГТУ,Том 13.-Орел: ОрелГТУ, 1998.-С. 127-131.

18 Прокопов, Е.Е. Исследование динамических свойств виброзащитной системы при одновременном действии кинематического и силового возмущений / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Состояние и научные проблемы риска травматизма и профессиональной заболеваемости работников АПК России: сб. науч. тр. - Орел: ВНИИОТ, 1998. - С. 168-173.

19. Пат. 2139458 Российская Федерация, МПК7 Р 16 Р 9/50. Двухкамерный пневматический амортизатор / Прокопов Е.Е., Чернышев В.И.; заявитель и патентообладатель Орлов, гос. техн. ун-т.- №98122187/28; завл. 03.12.98; опубл. 10.10.99, Бюл. №28. - 6 с.

20 Пат. 2150622 Российская Федерация, МПК7 Р 16 Р 9/05. Амортизатор прерывистого действия / Прокопов Е.Е., Чернышев В.И.; заявитель и патентообладатель Орлов, гос. техн. ун-т. - №99115231/28; завл. 09.07.99; опубл. 10.06.00, Бюл. №16. - 6 с.

21 Пат. 2184891 Российская Федерация, МПК7 Б 16 Р 9/50. Амортизатор / Прокопов Е.Е., Чернышев В.И.; заявитель и патентообладатель Орлов, гос. техн. ун-т. - №2000111869/28; завл. 27.04.00; опубл. 10.07.02, Бюл. №19. - 5 с.

22 Пат. 2234015 Российская Федерация, МПК7 Р 16 Р 9/56, 9/06. Амортизатор / Прокопов Е.Е., Чернышев В.И.; заявитель и патентообладатель Орлов, гос. техн. ун-т,- №2002131423/11; завл. 22.11.02; опубл. 10.08.04, Бюл. №22. - 6 с.

Подписано к печати 14.11.2006 г. Формат 60x84 1/16. Печать офсетная. Объем 1,0 усл. п.л. Тираж 100 экз. Закзз Nil 2345

Отпечатано с готового оригинал-макета на полиграфической базе Орловского государственного технического университета 302020, г. Орел, Наугорское шоссе, 29.

Содержание диссертации автор исследовательской работы: кандидата технических наук, Прокопов, Евгений Егорович

ВВЕДЕНИЕ.

Глава 1 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА.

1.1 Основные направления и подходы решения проблем виброзащиты.

1.2 Анализ динамических свойств пассивных и управляемых виброзащитных систем

1.3 Обзор методов исследования нелинейных систем

1.4 Выводы. Цель и задачи исследования.

Глава 2 ОСНОВЫ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА КОМПЕНСАЦИОННЫХ ВОЗДЕЙСТВИЙ В СИСТЕМАХ ВИБРОЗАЩИТЫ.

2.1 Одновременное действии кинематического и силового возмущений.

2.2 Оптимизация ступенчатого, противофазного силового возмущения по критерию виброзащиты.

2.3 Колебания виброзащитной системы при прерывистом силовом возмущении.

2.4 Выбор и обоснование алгоритмов работы упругого звена прерывистого действия.

2.5 Выводы по второй главе.

Глава 3 ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ ВИБРОЗАЩИТНОЙ СИСТЕМЫ С УПРУГИМ ЗВЕНОМ ПРЕРЫВИСТОГО ДЕЙСТВИЯ.

3.1 Базовые модели с механизмом переключения жесткости несущего и дополнительного упругих звеньев.

3.2 Соотношения, определяющие процесс работы механизма переключения жесткости.

3.3 Аналитические расчеты и моделирование колебаний базовых моделей

3.3.1 Основные расчетные зависимости для анализа динамических свойств базовых моделей

3.3.2 Моделирование колебаний при гармоническом возмущении.

3.3.3 Переходные процессы в условиях ударных нагрузок.

3.4 Выводы по третьей главе.

Глава 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ.

4.1 Конструктивные схемы базовых моделей и опытного образца амортизатора прерывистого действия.

4.2 Описание конструкции и работы лабораторной установки «механический осциллятор» (макет виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия)

4.3 Результаты испытаний лабораторной установки «механический осциллятор» (макет виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия).

4.4 Результаты натурных испытаний амортизатора прерывистого действия и их анализ.

4.5 Выводы по четвертой главе.

Введение диссертация по механике, на тему "Динамика виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия"

В современных рыночных условиях хозяйствования внедрение высокопроизводительных мобильных машин технологического назначения во многом зависит от эффективности применяемых средств виброзащиты.

Используемые в настоящее время виброзащитные системы не всегда обеспечивают качественную защиту машин, приборов и аппаратуры, а также человека-оператора от внешних механических воздействий. Трудности и проблемы виброзащиты, прежде всего, предопределены случайным характером и разнообразием этих воздействий по показателям амплитудно-частотной и фазовой модуляции. Кроме этого, устройства виброзащитной техники, включаемые в состав виброзащитных систем по своим свойствам и реализуемым характеристикам не всегда отвечают установленным критериям и требованиям. Данные устройства должны адекватно реагировать на внешние воздействия и поддерживать оптимальный, в соответствии с принятым критерием качества виброзащиты, процесс формирования компенсационных воздействий. Это полностью относится к таким необходимым устройствам виброзащитной техники как упругие звенья.

При «пассивном» варианте исполнения упругодемпфирующих звеньев в серийно выпускаемых сиденьях и подвесках мобильных машин улучшение их антирезонансных и противоударных свойств достигается при использовании управляемых демпферов и упругих звеньев с переключаемой (управляемой) жесткостью.

Данная концепция отражена в ряде известных публикаций и определяет перспективы научных и прикладных исследований по проблеме демпфирования и гашения колебаний.

Известно, что виброзащитные системы с постоянными параметрами уп-ругодемпфирующего звена являются механическими фильтрами и неизбежно усиливают уровень колебаний защищаемого объекта на резонансных частотах. Улучшение динамических свойств таких виброзащитных систем обеспечивается, если параметры жесткости изменяются в соответствии с изменениями мгновенной амплитуды, частоты и фазы внешнего воздействия. Законы изменения параметров жесткости устанавливаются на основе теории оптимального управления и, как правило, определяют способы виброзащиты, для реализации которых не требуется использовать мощные внешние источники энергии.

По принятой классификации здесь противопоставляются прямое (активное) и непрямое (косвенное) управления. Для последнего характерно то, что компенсационное воздействие (восстанавливающая сила) формируется в результате периодических переключений параметров соответствующего устройства (упругого звена). Прямое управление непосредственно отождествляется с компенсационным воздействием и является эталонным для случая непрямого управления, если мощность внешнего источника энергии ограничена и, как следствие, поддерживается релейный режим переключений и скачкообразное изменение направления действия и величины компенсационного воздействия.

В рамках непрямого управления адекватное формирование восстанавливающих сил по принципу «активного воздействия» обеспечивается при использовании упругих звеньев с переключаемой жесткостью, реализующих процесс скачкообразного изменения жесткости.

Основополагающие теоретические работы по исследованию колебаний механических систем с управляемой жесткостью опубликованы в конце 80 начале 90 годов. В эти же годы разработаны и испытаны первые амортизаторы прерывистого действия.

Анализ научно-технической литературы по данной тематике, а также материалов патентного поиска по виброзащитным устройствам с управляемой жесткостью, позволил заключить, что дальнейшее совершенствование виброзащитных систем с упругим звеном прерывистого действия (амортизаторов прерывистого действия) не возможно без решения ряда теоретических и прикладных задач виброзащиты. Эти задачи связанны в первую очередь с выбором оптимальных алгоритмов переключений и параметров жесткости, а также с возможностью обеспечения ступенчатого прерывистого режима работы упругого звена.

Информационное обеспечение непрямого управления является полным, если отслеживаемые компоненты состояния системы позволяют однозначно определить и реализовать алгоритм (условия) переключений жесткости. Как правило, для оптимизации процесса колебаний в соответствии с принятым критерием качества виброзащиты необходимо отслеживать компоненты состояния системы не только в относительном, но и в абсолютном движении.

В случае кинематического возмущения получение информации об абсолютном движении системы и ее последующая обработка в реальном масштабе времени осуществляется на основе электронных средств слежения и преобразования исходных сигналов. Однако чтобы обеспечить оптимальный процесс работы упругого звена в режиме «включить-выключить» достаточно использовать информацию только о смене ряда априорных ситуаций колебательного процесса. Если данные априорные ситуации выражаются через компоненты состояния системы в относительном движении (в виде неравенств), то это позволяет воспроизводить переключения жесткости по опорным сигналам, т.е. использовать актуализированные свойства, заложенные в самой конструкции амортизатора прерывистого действия, и обходиться тем самым без электронных средств слежения.

Поскольку компенсационное воздействие, развиваемое упругодемпфи-рующим звеном, оптимально, если изменяется во времени по релейному закону (ступенчато и прерывисто), то необходимо обеспечить ступенчатое изменение восстанавливающей силы и прерывистый режим работы упруго-демпфирущего звена. Причем, оптимальный закон изменения восстанавливающей силы во времени непосредственно связывается с принятым алгоритмом переключений жесткости.

Применение управляемого амортизатора с дополнительным позиционируемым упругим звеном позволяет реализовывать оптимальный процесс скачкообразного изменения жесткости. Если принять, что дополнительное упругое звено амортизатора предварительно деформировано, а его фиксация в данном положении посредством неудерживающих связей (ограничителей) определяет процедуру позиционирования, то фактически оптимальные параметры жесткости обеспечиваются только за счет работы амортизатора в релейном режиме «включить-выключить».

Исходя из вышеизложенного, исследование динамических свойств виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия является актуальным и представляет научный и практический интерес.

В диссертации приведены результаты исследования динамики трех базовых моделей виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия. Данные модели позволяют реализовать способ скачкообразного изменения жесткости посредством амортизаторов с переключаемой жесткостью несущего и дополнительного упругих звеньев.

Исследования проводились в рамках принятого в Орловском государственном техническом университете научного направления «Динамика, прочность машин и силовой гидропривод», а также в соответствии с программой Министерства образования и науки Российской Федерации «Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники» (подпрограмма «Производственные технологии»), проект «Совершенствование методов расчета и конструирования колебательных систем с непрямым импульсным управлением: проектирование управляемого упруго-демпфирующего звена сиденья автогрейдера» (2000-2002).

Научная новизна:

2.Теоретически обоснованы три базовых модели виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия, которые обеспечивают существенное снижение вибрационной нагрузки на защищаемый объект;

3. Определены предельные антирезонансные и противоударные свойства базовых моделей;

На защиту выносятся:

Теоретически обоснованные положения о необходимости применения упругого звена прерывистого действия в системах виброзащиты человека -оператора мобильных машин технологического назначения;

Заключение диссертации по теме "Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры"

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

В диссертации решена важная научно-техническая задача, которая позволила выявить закономерности влияния упругого звена прерывистого действия на динамические свойства системы виброзащиты оператора мобильных машин технологического назначения.

В ходе проведенных исследований были получены следующие основные результаты и выводы:

10. Результаты экспериментальных исследований сиденья автогрейдера, выполненной по схеме «третьей базовой модели» (при замене штатного амортизатора на опытный образец амортизатора прерывистого действия) подтверждают эффективность системы виброзащиты данного типа. Значения виброускорений на подушке сиденья по сравнению с виброускорениями пола снижаются на 4 и 6 дБ во второй и третьей октавных полосах частот. По сравнению со штатным сиденьем величина виброускорения во второй октавной полосе частот снижается на 8 дБ.

Список источников диссертации и автореферата по механике, кандидата технических наук, Прокопов, Евгений Егорович, Орел

1. Динамические свойства линейных виброзащитных систем / A.B. Синев, Ю.Г. Сафронов, B.C. Соловьев и др.- М.: Наука, 1982. - 206 с.

2. Фролов К.В., Фурман Ф.А. Прикладная теория виброзащитных систем.- М. Машиностроение, 1980. 276 с.

3. Бутенин Н.В. Теория колебаний. М.: Высшая школа, 1963. - 186 с.

4. Тимошенко С.П., Янг Д.Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле,-М.: Машиностроение, 1985. 472 с.

5. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара.- JL: Машиностроение, 1976. 320 с.

6. Бидерман В.Л.Теория механических колебаний,- М.: Высшая школа, 1980.-406 с.

7. Коловский М.З. Нелинейная теория воброзащитных систем. М.: Наука, 1966.- 317 с.

8. Фурунжиев Р.И. Проектирование оптимальных виброзащитных систем.* Минск: Вышэйшая школа, 1971. 318 с.

9. Диментберг М.Ф. Нелинейные стохастические задачи механических колебаний. М.: Наука, 1980.- 368 с.

10. Светлицкий В.А. Случайные колебания механических систем.-М.: Машиностроение, 1976.- 216 с.

11. Макаров Б.П. Нелинейные задачи статистической динамики машин и приборов,- М.: Машиностроение, 1983.- 264 с.

12. Ларин В.Б. Статистические задачи виброзащиты.- Киев, Наукова думка, 1974,- 127 с.

13. Болотин В.В. Случайные колебания упругих систем.- М.: Наука, 1979,335 с.

14. Анилович В.Я., Водолажченко Ю.Т. Конструирование и расчет сельскохозяйственных тракторов. М.: Машиностроение, 1976. - 456 с.

15. Динамика системы дорога шина - автомобиль - водитель./ Под ред. A.A. Хачатурова,- М.: Машиностроение, 1976,- 536 с.

16. Вибрации в технике: Справочник в 6 томах. Т.6: Защита от вибрации и ударов / Под ред. акад.К.В. Фролова.- М.: Машиностроение, 1981.- 456 с.

17. Турбин Б.И., Дроздов В.Н. Снижение вибрации и шумов в сельскохозяйственных машинах. М.: Машиностроение, 1976.- 224 с.

18. Силаев A.A. Спектральная теория подрессоривания транспортных машин.- М.: Машиностроение, 1972.-192 с.

19. Иванов Н.И. Борьба с шумом и вибрациями на путевых и строительных машинах.- М.: Транспорт, 1987,- 223 с.

20. Чупраков Ю.И. Гидравлические системы защиты человека оператора от общей вибрации. - М.: Машиностроение, 1987. - 224 с.

21. Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью. //Под.ред. К.Н.Рагульскиса.- JL: Машиностроение, вып.7, 1986,- 96 с.

22. Ивович В. А., Иванов Г.В. Собственные колебания виброизолированной системы с жесткостью близкой к нулевой в некотором диапазоне перемещений. // Машиноведение. 1976. - № 1. - С. 30 -33.

23. Эрделевский JI.H. Виброизолятор с динамическим корректором // Динамика крупных машин.- М.: Машиностроение, 1969.-С. 77-97.

24. Структура колебательных систем с инерционными связями / A.B. Ковтунов, Ф.В Паровой, О.П. Мулюшн, В.А. Антипов // Вестник СГАУ. Серия: Проблемы и перспективы развития двигателестроения. Выпуск 4. Часть 2.-Самара: СГАУ, 2000.-С. 183-187.

25. Степанов Ю.В., Семешин С.И. Создание сиденья с пневматической подвеской и механизмом преобразования движения // Науч. труды ВНИИ-Стройдормаш, 1982, вып.95,- С. 80-85.

26. Ковтунов А.В. Обеспечение виброизоляции грузов ответственного назначения при железнодорожных перевозках. Дисс.к.т.н.-Орел.: ОрелГТУ, 2002. 197 с.

27. Чернышев В.И., Климов А.В. Анализ динамических свойств виброзащитной системы с параллельно-последовательным соединением упругого и демпфирующего звеньев. // Сб. науч. тр., Т.8. Орел: Орел ГТУ, 1996. -С.146 - 153.

28. Климов А.В. Влияние массы рычага на динамические характеристики рычажной релаксационной виброзащитной системы. // Сб. науч. тр., Т.9. -Орел: Орел ГТУ, 1997. С. 156 - 158.

29. Чернышев В.И., Климов А.В. Виброзащита человека-оператора горнодобывающей техники. // Материалы международного научного симпозиума «Механизмы и машины ударного, периодического и вибрационного действия. ОрелГТУ, Орел 2000. С. 193 - 196.

30. Болотник Н.Н. Оптимизация амортизационных систем. М.: Наука, 1983. 256 с.

31. Троицкий В.А. Оптимальные процессы колебаний механических систем,- Л.: Машиностроение (Ленинградское отделение), 1976.-248 с.

32. Синев А.В., Степанов Ю.В. К определению оптимального демпфирования виброзащитных систем//Машиноведение.- 1985.-№1.- С. 32-36.

33. Генкин М.Д., Елезов В.Г., Яблонский В.В. Методы управляемой виброзащиты машин. М.: Наука, 1985. - 240 с.

34. Генкин М.Д., Яблонский B.B. Активные виброзащитные системы // Виброизолирующие системы в машинах и механизмах.- M.: Наука.- 1977.- С. 3-11.

35. Чегодаев Д.Е., Шатилов Ю.В. Управляемая виброизоляция. Самара - 1995.- 144 с.

36. Коловский М.З. Автоматическое управление виброзащитными системами.- M.: Наука, 1976.- 320 с.

37. Ружичка Дж. Активные виброзащитные системы // Испытательные приборы и стенды; Экспресс-информация, 1969. № 10. - С. 14-24.

38. Бис Д.А. Исследование гибридной виброзащитной системы // Испытательные приборы и стенды; Экспресс-информация, 1969. № 13. - С. 15-20.

39. Елисеев C.B. Структурная теория виброзащитных систем. Новосибирск: Наука, 1978.- 224 с.

40. Елисеев C.B., Волков JI.H., Кухаренко В.П. Динамика механических систем с дополнительными связями,- Новосибирск: Наука, 1990,- 214 с.

41. Емельянов C.B. Системы автоматического управления с переменной структурой-М.: Наука, 1967. 336 с.

42. Теория систем с переменной структурой / Под редакцией C.B. Емельянова. М.: Наука, 1970. - 592 с.

43. Петров Ю.П. Вариационные методы теории оптимального управления,- Л.: Энергия, 1977,- 280 с.

44. Федоренко Р.П. Приближенное решение задач оптимального управления.- М.: Наука, 1978,- 488 с.

45. Математическая теория оптимальных процессов / JI.C. Понтрягин, В.Г. Болтянчкий, Р.В. Гамкрелидзе, Е.Ф. Мищенко. М.: Наука, 1983.- 392 с.

46. Чернышев В.И. Разработка основ классификации виброзащитных систем с импульсным управлением. // Известия ВУЗов. Машиностроение. -1988. -№ 4. - С. 11-13.

47. Чернышев В.И. Постановка задач синтеза управляемых виброзащитных систем // Совершенствование конструирования и технологии производства приборов, машин, механизмов: Материалы научно-технической конференции,- Орел, 1990. С. 151-157.

48. Чернышев В.И. Системный анализ задач оптимального управления // Технология, динамика и конструирование приборов и машин: Научные труды ОФМИП,- Орел, 1993,- Т.2.- С. 114-120.

49. Чернышев В.И. Алгоритмизация процесса управления системой амортизации с рекуператором инерционного типа // Научные труды Орел-ГПИ,- Орел, 1994,- Т.5. С. 139-141.

50. Чернышев В.И. Резонансный режим работы виброзащитной системы с "импульсной ловушкой": Материалы н.-техн. конференции // Пути повышения надежности приборов и систем.- Орел, 1989.- С. 27-32.

51. Чернышев В.И., Фоминова О.В. Колебания осциллятора с неудержи-вающей связью //Технология, динамика и конструирование приборов и машин: Научные труды ОФМИП,- Орел, 1992,- Т.1.- С. 67-70.

52. Чернышев В.И. Моделирование работы виброзащитной системы с импульсным управлением в режиме прерывистого демпфирования и наложения связей //Материалы научной конференции. Орловщина: прошлое и настоящее. Секция технических наук.- Орел, 1993.- С. 61-67.

53. Чернышев В.И. Проявление локального эффекта в методе динамического программирования и оптимальное управление виброзащитных систем // Известия ВУЗов. Приборостроение.- 1993.- № 5,- С. 55-59.

54. Чернышев В.И. Моделирование колебаний виброзащитной системы с рекуператором потенциальной энергии // Современные технологические и информационные процессы в машиностроении: матер, междун. семинара.-Орел: ОрелГПИ, 1993,-С. 154-159.

55. Чернышев В.И. Основы теории виброзащитных систем с непрямым импульсным управлением // Материалы международного научного симпозиума «Механизмы и машины ударного, периодического и вибрационного действия. ОрелГТУ, Орел 2000. С. 163 - 167.

56. А.Бенсуан, Ж. Лионе. Импульсное управление и квазивариационные неравенства. М.: Наука, 1987.- 596 с.

57. Кочетов О.С. Пневматическая система виброзащиты с переменной структурой демпфирования. // Вестник машиностроения. 1985. - №2. -С.29-30.

58. Ротенберг Р.Г. Подвеска автомобиля. Колебания и плавность хода. -М. Машиностроение, 1972. 392 с.

59. Пановко Я.Г., Губанова И.И. Устойчивость и колебания упругих систем: Современные концепции, парадоксы и ошибки.- М.: Наука, 1987.- 352 с.

60. Бать М.И., Джанелидзе Г.Ю., Кельзон A.C. Теоретическая механика в примерах и задачах, т.З (специальные главы механики). М.: Наука, 1973. -488с.

61. Фролов К.В. Уменьшение амплитуды колебаний резонансных систем путем управляемого изменения параметров // Машиностроение.- 1965.-№3,- С. 63-69.

62. Борисов Д.С. О резонансных явлениях в системе с периодически изменяющейся жесткостью при наличии периодически возмущающей силы // Виброизоляция машин и виброзащита человека-оператора.- М.: Наука, 1973.

63. Хвангия М.В., Татишвили Т.Г., Богдаева A.M., Цулая Г.Г. Колебания мышцы и динамика системы "человек машина",- Тбилиси.- Мецниереба, 1984.- 88 с.

64. Глухарев К.К., Потемкин Б.А., Фролов К.В. Особенности биодинамики тела человека при вибрациях / Сб. Виброзащита человека -оператора и вопросы моделирования.- М: Наука, 1973.- С. 22-28.

65. Потемкин Б.А., Фролов К.В. Построение динамической модели тела человека-оператора, подверженного действию широкополосных случайных вибраций // Виброизоляция машин и виброзащита человека-оператора.- М.: Наука, 1973,-С. 17-30.

66. Глухарев К.К., Фролов К.В. Функциональное моделирование в биомеханическом анализе человека-оператора // Виброизоляция машин и виброзащита человека-оператора,- М.: Наука, 1973,- С. 31-38.

67. Пановко Я.Г., Потемкин Б.А., Соловьев B.C. Методика экспериментального исследования динамических характеристик человека-оператора при случайном вибрационном воздействии // Виброизоляция и виброзащита человека-оператора.- М.: Наука, 1973.- С. 38-40.

68. Коренев Г.В. Введение в механику человека,- М.: Наука, 1977.- 264 с.

69. A.c. 1359520 СССР. Способ управления жесткостью виброизолятора/Ю.В. Шатилов //Бюл. изобр.-1987,- № 46.

70. A.c. 621916 СССР. Амортизатор / H.B. Герасимов, Ю.В. Шатилов // Бюл. изобр.- 1978.- №32.

71. A.c. 771380 СССР. Амортизатор / Н.В. Герасимов, Ю.В. Шатилов // Бюл. изобр.- 1980,-№38.

72. A.c. 568770 СССР. Устройство для гашения колебаний / Н.В. Герасимов, Ю.В. Шатилов // Бюл. изобр.- 1977.- № 30.

73. A.c. 1024615 СССР. Устройство для гашения колебаний / Н.В. Герасимов, В.И. Крайнов, Ю.В. Шатилов // Бюл. изобр.- 1983,- № 23.

74. A.c. 588421 СССР. Способ демпфирования механических колебаний / В.Г. Климов // Бюл. изобр.- 1978.- № 2.

75. А. с. 629378 СССР. Виброизолятор с автоматическим управлением / В.А. Трегубов, В.А. Сытай // Бюл. изобр.- 1978.- № 21.

76. A.c. 1173088 Виброзащитная система с управляемой жесткостью / Ю.В.Шатилов, В.А. Цыплаков // Бюл. изобр.- 1985.- № 30.

77. Патент на изобретение RU 2139458 С1 Двухкамерный пневматический амортизатор / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев. // Бюл. изоб. 1999. -№28.

78. A.c. 1442746 СССР. Двухкамерный пневматический амортизатор / В.И. Чернышев // Бюл. изобр.- 1988,- № 45.

79. A.c. 1682679 СССР. Двухкамерный пневматический амортизатор / В.И. Чернышев, В.П. Росляков, A.B. Синев, Ю.Г. Сафронов,В.С. Соловьев // Бюл. изобр.-1991.-№37.

80. Патент на изобретение RU 94011911 Пневматический демпфер / В. П. Росляков, В. И. Чернышев, О. В. Фоминова // Бюл. изобр.- 1994.-№ 28.

81. Горяченко В.Д. Элементарная теория колебаний. Уч.пособие. -Красноярск. Красноярский университет. 1995. - 429 с.

82. Хаяси Т. Нелинейные колебания в физических системах.-М.: Мир, 1968,-432 с.

83. Филипов И.Б. Тормозные устройства пневмоприводов.-JL: Машиностроение, 1987.- 143 с.

84. Тондл А. Нелинейные колебания механических систем. М.:Мир, 1973.-334 с.

85. Боголюбов H.H., Митропольский Ю.А. Асимптоматические методы в теории нелинейных колебаний. М.: Наука, 1974. - 504 с.

86. Старжинский В.М. Прикладные методы нелинейных колебаний. -М.: Наука, 1977.- 255 с.

87. Брюно А.Д. Локальный метод нелинейного анализа дифференциальных уравнений. М.: Наука, 1979. - 253 с.

88. Моисеев H.H. Асимптоматические методы нелинейной механики. -М.: Наука, 1981.- 400 с.

89. Бабицкий В.И., Крупенин В.Л. Колебания в сильно нелинейных системах: Нелинейности порогового типа.- М.: Наука, 1985. 320 с.

90. Пиппард А. Физика колебаний.- М.: Высшая школа, 1985. 456 с.

91. Маневич Л.И., Михлин Ю.В., Пилипчук В.Н. Метод нормальных колебаний для существенно нелинейных систем,- М.: Наука, 1989.- 216 с.

92. Розенвассер E.H. Колебания нелинейных систем.- М.: Наука, 1969. -576 с.

93. Попов Е.П., Пальтов И.П. Приближенные методы исследования нелинейных автоматических систем.- М.: Физматгиз, 1960.-637 с.

94. Коловский М.З., Вульфсон И.И. Нелинейные задачи динамики машин.- М.: Машиностроение, 1968.- 282 с.

95. Митропольский Ю.А. Метод усреднения в нелинейной механике.-М.: Наукова думка, 1971.- 440 с.

96. Вибрации в технике: Справочник в 6 томах. Т.2: Колебания нелинейных механических систем / Под ред. И.И. Блехмана.- М.: Машиностроение, 1979.-456 с.

97. Неймарк Ю.И. Метод точечных отображений в теории нелинейных колебаний.- М.: Наука, 1972.- 472 с.

98. Гельфонд А.О. Исчисление конечных разностей.- Физматгиз, 1959.400 с.

99. Д'Анжело Г. Линейные системы с переменными параметрами. Анализ и синтез.- М.: Машиностроение, 1974.- 288 с.

100. Янг JI. Лекции по вариационному исчислению и теории оптимального управления.- М.: Мир, 1974,- 448 с.

101. Красовский A.A., Буков В.Н. Универсальные алгоритмы оптимального управления непрерывными процессами. М.: Наука, 1977, - 272 с.

102. Лернер А.Я., Розенман Е.А. Оптимальное управление.- М.: Энергия, 1970,- 360 с.

103. Д. Сю, А. Мейер. Современная теория автоматического управления и ее применение. М.: Машиностроение, 1972.- 544 с.

104. Абдулаев Н.Д., Петров Ю.П. Теория и методы проектирования оптимальных регуляторов.- Л.: Энергоиздат, 1985.- 240 с.

105. Волгин Л.Н. Оптимальное дискретное управление динамическими системами.- М.: Наука, 1986,- 250 с.

106. Чураков Е.П. Оптимальные и адаптивные системы.-М.:Энергоиздат, 1987.- 256 с.

107. Справочник по теории автоматического управления / Под редакцией A.A. Красовского.- М.: Наука, 1987.- 712 с.

108. Болнокин В.Е., Чинаев П.И. Анализ и синтез систем автоматического управления на ЭВМ. Алгоритмы и программы: Справочник.- М.: Радио и связь, 1991.- 256 с.

109. Реклейтис Г., Рейвиндран А., Рэгсдел К. Оптимизация в технике: В 2-х кн. Кн. 1. М.: Мир, 1986. - 349 с.

110. Растригин JI.A. Системы экстремального управления.- М.: Наука, 1974,- 630 с.

111. Соболь И.М., Статник Р.Б. Выбор оптимальных параметров в задачах со многими критериями.- М.: Наука, 1981.- 107 с.

112. Коловский М.З., Осоран В.И., Первозванский A.A. Вероятностные методы в теории колебаний // Колебания. Гироскопия. Теория механизмов. Механика жидкости и газа.- М.: Наука, 1965.- С. 51-64.

113. Лурье А.Б. Статистическая динамика сельскохозяйственных агрегатов. -М.: Колос, 1981.- 387 с.

114. Макаров Б.П., Петров В.А., Трошенков М.К. Исследование оптимальных нелинейных систем виброзащиты при случайных воздействиях.// Машиноведение.- 1980,-N'2,-С. 16-20.

115. Бендат Дж., Пирсол А. Применение корреляционного и спектрального анализа.- М.: Мир, 1983,- 312 с.

116. Гусев A.C., Светлицкий В.А. Расчет конструкций при случайных воздействиях.- М.: Машиностроение, 1984.- 240 с.

117. Волошин Ю.Л., Голоскоков Е.Г., Исаков Н.Е. Применение теории марковских процессов к исследованию колебаний колесных машин.// Тракторы и сельхозмашины. 1974.- №12.- С. 8-11.

118. Вибрации в технике: Справочник в 6 томах. Т.1: Колебания линейных систем / Под ред. В.В. Болотина.- М.: Машиностроение, 1978,- 325 с.

119. Соболь И.М. Численные методы Монте Карло. - М.: Наука, 1970.324 с.

120. Быков В.В. Цифровое моделирование в статистической радиотехнике." М.: Советское радио, 1971,- 328 с.

121. ХеммингР.В. Численные методы,- М.: Наука, 1968.- 400 с.

122. Полак Э. Численные методы оптимизации,- М.: Мир, 1974,- 376 с.

123. Корн Г.А., Корн Т.М. Справочник по математике для научных работников и инженеров,- М.: Наука, 1978.- 831 с.

124. Форсайт Д.Ж., Малькольн М., Моулер К. Машинные методы математических вычислений.- М.: Мир, 1980.- 280 с.

125. Шуп. Т. Решение инженерных задач на ЭВМ.- М.: Мир, 1982,- 240 с.

126. Ковалев В.А. Численные методы решения задач динамики. Горький,- 1987.-28 с.

127. Сборник научных программ на Фортране. Вып.1. Статистика.- М.: Статистика, 1974.- 316 с.

128. Засядко A.A., Карпухин E.JL, Кухаренко В.П. Пакет программ ВИЗА // Пакет прикладных программ. Итоги и применение. Новосибирск: Наука, 1986.- С. 123-130.

129. Новожилов И.В., Зацепин Н.Ф. Типовые расчеты по теоретической механике на базе ЭВМ.- М.: Высшая школа, 1986.- 136 с.

130. Дьяконов В.П. Справочник по алгоритмам и программам на языке бейсик для персональных ЭВМ.- М.: Наука, 1987.- 240 с.

131. Кутько П.Д., Максимов А.И., Скворцов JIM. Алгоритмы и программы проектирования автоматических систем.- М.: Радио и связь, 1988.304 с.

132. Численные методы / Н.С. Бахвалов, Н.П. Жидков, Г.М. Кобельков.-М.: Наука, 1987.- 598 с.

133. Моисеев H.H. Математика ставит эксперимент,- М.:Наука, 1979.-223 с.

134. Краснощеков П.С., Петров A.A. Принципы построения моделей.-М.: Изд-во МГУ, 1983,- 264 с.

135. Кожевников С.Н., Данг-Тхе-Гью, Антонюк Е.Я. Случайные колебания тракторных агрегатов при движении.// Механизация и электрификация с.х.- 1970,-№11.- С. 18-20.

136. Кожевников С.Н., Антонюк Е.Я. Случайные вертикальные и поперечно-угловые колебания трактора при движении с отрывом колеса от дороги.// Науч. тр. Укр. с-х. акад.,- 1974,- Т.1.- Вып. 59,- С. 99-104.

137. Бондаренко C.B., Поташкина Т.М. О необходимости учета отрыва колес от дороги при исследованиях пневмоколесных шасси. // Автомобильная промышленность.- 1983.- №11.- С. 20.

138. Росляков В.П. Аппроксимация корреляционных функций случайных процессов в задачах динамики с-х. машин.// Механизация и электрификация сельского хозяйства, 1969,- №8.- С. 14-17.

139. Пархиловский И.Г. Исследование вероятностных характеристик поверхностей распространенных типов дорог.// Автомобильная промышленность.- 1968,-№8,-С. 18-22.

140. Пархиловский И.Г. Сравнительный анализ вероятностных характеристик микропрофилей дорог //Автомобильная промышленность.- 1969 -№4,- С. 28-30.

141. Построение моделей дорожной поверхности с помощью генераторов случайных сигналов / B.JI. Афанальев, B.C. Васильев, В.И. Кольцов, A.A. Хачатуров // Устойчивость движения и плавность хода.- М., 1972. С. 142151.

142. Дмитриченко С.С., Завьялова Ю.А. Об определении статистических характеристик микропрофилей грунтовых дорог и полей. // Тракторы и сельхозмашины,- 1983,- №5.- С. 10-12.

143. Дмитриченко С.С., Завьялов Ю.А. Выбор шага измерения микропрофилей грунтовых дорог и полей //Тракторы и сельхозмашины,- 1983.-№12,-С. 12-13.

144. Подрубалов В.К., Никитенко А.Н. Анализ статистических оценок кинематических воздействий от типичных с.-х. профилей пути. // Тракторы и сельхозмашины.- 1984.-№8,-С. 14-16.

145. Ишлинский А.Ю. О проскальзывании в области контакта при трении качения //Изв. АН СССР, ОТН- 1956, N'6,- С. 3-15.

146. Ульянов H.A. Основы теории и расчета колесного движителя землеройных машин.- М.: Машиностроение, 1962,- 207 с.

147. Иванов В.В. К вопросу кинематики качения упругого цилиндрического колеса на жесткой опорной поверхности //Тракторы и сельхозмашины,- 1976,-№3,-С. 3-6.

148. Работа автомобильной шины / Под ред. В.И. Кнороза.- М.: Транспорт, 1976.- 238 с.

149. Гарповский М.С., Симаков И.К., Дейнего Ю.Б., Дубов С.Г. К выбору алгоритма расчета параметров взаимодействия шины с грунтом.// Исследование и расчет строительных и дорожных машин.- Воронеж, 1977.- Вып. З.-С. 28-33.

150. Левин М.А., Фуфаев H.A. Теория качения деформируемого колеса.-М.: Наука, 1989.- 272 с.

151. Глухарев К.К., Потемкин Б.А., Фролов К.В., Сиренко В.Н. Элементы нелинейной теории колебаний в анализе биомеханики тела человека // Виброзащита человека-оператора и вопросы моделирования,- М.: Наука, 1973,- С. 12-22.

152. Фролов К.В. Методы моделирования тела человека-оператора, подверженного действию вибрации машин и механизмов // Вибротехника. -1981,- №31,- С.41-53.

153. Кузнецов A.A. Вибрационные испытания элементов и устройств автоматики. М.: Мир, 1976. - 119с.

154. Пытьев Ю.П. Методы анализа и интерпретации эксперимента. М. МГУ, 1990.-286 с.

155. Ушаков Л.С., С.А.Рябчук, Ю.Е. Котылев. Активный факторный эксперимент. Математическое планирование, организация и статистический анализ результатов: Уч. пособие. ОрелГТУ, 2002 - 39 с.

156. Протодьяконов М.М., Те дер Р.Н. Методика рационального планирования эксперимента. М.: Наука, 1970, 76 с.

157. Хикс Ч.Р. Основные принципы планирования эксперимента. Перевод с англ. Голиковой Т.Н. и др. М.: Наука, 1976, - 279 с.

158. Яноши Л. Теория и практика обработки результатов измерений. -М.: Мир, 1968.-236 с.

159. Ленк А., Ренитц Ю. Механические испытания приборов и аппаратов. -M.: Мир, 1976.-270 с.

160. Коробейников А.Т., Лихачев B.C., Шолохов В.Ф. Испытания сельскохозяйственных тракторов,- М.: Машиностроение, 1985,- 239 с.

161. Матвеев Ю.И. Вибродозиметрия контродь условий труда. - М.: Машиностроение, 1989. - 96 с.

162. Оценка вертикальных колебаний колесных тракторов / Б.И. Кальченко, Н.М. Кириенко, E.H. Резников, H.A. Дорошенко // Тракторы и сельхозмашины,- 1985.- № 10,- С. 17-19.

163. Кальненко Б.Н., Ким П.С., Самотыя З.Г., Ланин А.Г. Использование радиотелемагнитографической аппаратуры при исследованиях динамики системы дорога-шина-трактор-водитель // Тракторы и сельхозмашины. -1980,-№5,-С. 9-11.

164. Методы автоматизированных исследований вибрации машин. Справочник. / С.А. Добрынин, М.С. Фельдман, Г.И. Фролов. М.: Машиностроение, 1987. -224 с.

165. Цифровые процессоры обработки сигналов: Справочник, под ред. А.Г. Остапенко, М.: Радио и связь, 1994. - 264 с.

166. Гетманов B.C. Системы цифровой обработки, применяемые при анализе вибраций машиностроительных конструкций. М.: Машиностроение, 1991.-42 с.

167. Гольденберг Л.М. Цифровая обработка сигналов. М. Радио и связь: 1990.-256 с.

168. Гевондин Т.А., Киселев JI.T. Приборы для измерений и регистрации колебаний. М.: Машиностроение, 1981. 467 с.

169. Приборы и системы для измерения вибрации, шума и удара. Справочник в 2-х кн. Кн.1 / Под ред. В.В. Клюева. М.: Машиностроение, 1978.448 с.

170. Бендат Дж., Пирсол Л. Измерение и анализ случайных процессов. -М.: Мир, 1971.-408 с.

171. Вибрация в технике. Справочник. Т.5 . Измерения и испытания. / Под ред. М.Д. Генкина. М.: Машиностроение, 1981. 496 с.

172. Хвощ С.Т., Микропроцессоры и микроЭВМ в системах автоматического управления, Л.: Машиностроение, 1987. - 640 с.

173. Джагупов Р.Г., Ерофеев A.A. Пьезоэлектрические элементы в приборостроении и автоматике. Л. : Машиностроение, 1986.- 286 с.

174. Сопряжение датчиков и устройств ввода данных с компьютерами IBM PC: Пер. с англ. М: Мир, 1992.- 592 с.

175. Брох Е.Т. Применение измерительных систем фирмы "Брюль и Къер" для измерения механических колебаний и ударов. М.: Мир, 1973. -309 с.

176. Приборы и системы для измерения вибрации, шума и удара. Справочник в 2-х кн. Кн.2 / Под ред. В.В. Клюева. М.: Машиностроение, 1978. -439 с.

177. Ивович В.А. Онищенко В.Я. Защита от вибрации в машинах. М.: Машиностроение, 1990. 272 с.

178. Прокопов Е.Е., Чернышев В.И. Влияние ступенчатого, противофазного силового возмущения на динамические свойства виброзащитной системы. Орел: Сборник научных трудов ОрелГТУ. - Том 13, 1998. - С. 127-131.

179. Система стандартов безопасности труда. Вибрационная безопасность. Общие требования. ГОС7Т 12.1.012-90.- М.: Стандарты, 1991.- 22 с.

180. Вибрация, передаваемая человеческому телу от твердых поверхностей. Руководство для оценки воздействия на человека. Международный стандарт. Per. № ИСО 2631-74. М.: Стандарты, 1978. - 17 с.

181. Прокопов Е.Е., Чернышев В.И. Динамика виброзащитных систем при прерывистом силовом возмущении. Научные труды Орел ГТУ. - Том 13. Орел, 1998. -С.135 - 138.

182. Чернышев В.И. Исследование возможностей нелинейной виброзащитной системы с изменяющимися параметрами // Прогрессивная технология в машиностроении (тезисы докладов).- Орел, 1982.- С. 78-79.

183. Росляков В.П., Чернышев В.И. Разработка перспективных виброзащитных систем с импульсным управлением // Безопасность труда в промышленности.- 1994,- №2,- С.29-31.

184. Разработка основ классификации и теории виброзащитных систем с импульсным управлением / А.В. Синев, В.И. Чернышев. Вторая Всесоюзная конференция // Проблемы виброизоляции машин и приборов: Тезисы докладов, Иркутск-Москва.- 1989.- С. 146.

185. Патент на изобретение 1Ш 2150622 С1 Амортизатор прерывистого действия. / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Бюл. изобр. 2000. - № 16.

186. Патент на изобретение 1Ш 2184891 С2 Амортизатор / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Бюл. изобр. 2002. - № 19.

187. Патент на изобретение 1Ш 2234015 С1 Амортизатор / Е.Е. Прокопов, В.И. Чернышев // Бюл. изобр. 2004. - № 22.

188. Прокопов Е.Е., Чернышев В.И. Динамика виброзащитных систем с переключателями жесткости упругих элементов // Сб. научных трудов VI международной научно-технической конференции «Вибрационные машины и технологии». КГТУ, Курск. 2003. С.356 - 360.

189. Динамика управляемой виброзащитной системы с устройствами позиционирования упругих элементов. Тезисы международного экологического конгресса "Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности".- Том 3. Санкт-Петербург, 2000. С.175.

190. Прокопов Е.Е. Влияние сил вязкого трения на колебания виброзащитных систем с управляемой жесткостью // Сб. научных трудов VII научной конференции по проблемам нелинейных колебаний механических систем. ННГТУ, Нижний Новгород, 2005. С.361 - 362.

191. Круглов Ю.А., Туманов Ю.А. Ударовиброзащита машин, оборудования и аппаратуры.- Л.: Машиностроение, 1986.- 222 с.

192. Бабицкий В.И. Теория виброударных систем. М.: Наука, 1978.-352 с.

193. Ковалева A.C. Управление колебаниями и виброударными системами.-М.: Наука, 1990.-256 с.

194. Gneusheva Е.М, Fominova O.V., Chernishev V.l. The reseach of the dinamic of vibro-protection systems with the switches of the rigidity // Материалы международного научного симпозиума «Шум и вибрация на транспорте». Санкт-Петербург, 2004. - С. 100-109.

195. Принципы построения и проектирования самонастраивающихся систем управления. / Б.П. Петров, В.Ю. Рутковский, И.Н. Крутова, С.Д. Земляков. М.: Машиностроение, 1972. - 269 с.

196. Датчики теплотехнических и механических величин: Справочник. / Кузин А.Ю., Мальцев ПЛ., Шапортов A.A. и др. М: Энергоиздат, 1996. - 128 с.

197. Прокопов Е.Е., Чернышев В.И., Фоминова О.В. Исследование подвески с амортизатором прерывистого действия для сиденья мобильных машин // Механизация и электрофикация сельского хозяйства. 2006. - № 10. - С. 29-31.