Совершенствование виброизоляции силовых агрегатов для снижения динамических нагрузок корпуса гусеничных машин тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

На правахрукописи

Артеменко Елена Михайловна

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ СИЛОВЫХ АГРЕГАТОВ ДЛЯ СНИЖЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК КОРПУСА ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН

Специальность 01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Барнаул - 2004

Работа выполнена в Алтайском государственном техническом университете им. И.И. Ползунова на кафедре «Автомобили и тракторы»

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор, заслуженный изобретатель Российской Федерации Новоселов А.Л.

Официальные оппоненты - доктор технических наук, профессор

Ведущая организация - ОАО «Алтайский тракторный завод» (г. Рубцовск)

Защита диссертации состоится 24 декабря 2004 года в 10 часов на заседании диссертационного совета К 212.004.02 Алтайского государственного технического университета им. И.И. Ползунова по адресу: 656038, г. Барнаул, пр. Ленина, 46.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке АлтГТУ.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью Вашего учреждения, просим направлять по указанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан 18 ноября 2004 года

Глушков С П. - к.т.н., доцент Куранаков С.А.

Ученый секретарь диссертационного совета д.т.н., доцент

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Современная эпоха характеризуется не только масштабами промышленного развития, всех видов транспорта, но и для целого ряда развитых стран конверсией производства, конверсией различных видов техники. Многоцелевые транспортные машины широкого назначения с дизелями в процессе конверсии находят все большее применение в народном хозяйстве. При этом возникает целый ряд проблем, решение которых позволяет использовать конверсионную технику без угрозы для окружающей среды и обслуживающего персонала. В связи с этими положениями, тема настоящей диссертационной работы является актуальной.

Обеспечение безопасных условий труда обслуживающего персонала связано, прежде всего, со снижением уровней шума и вибраций, передаваемых от транспортных дизелей. Увеличение надежности и долговечности образцов гусеничных машин связано с применением новых типов дизелей и систем виброизоляции.

Уровни вибраций от транспортных дизелей, передаваемых на корпуса гусеничных машин (ГМ) превышают допустимые уровни.

Динамические нагрузки силового агрегата с ростом скоростей движения ГМ приобретают первостепенное значение т.к. влияют на работоспособность водителя и пассажиров долговечность узлов и агрегатов ГМ. Поэтому при создании новых моделей ГМ в результате конверсии способных работать в условиях бездорожья необходимо снижать динамические нагрузки действующие на экипаж.

Правильный выбор параметров подвески силового агрегата позволяет уменьшить интенсивность колебаний двигателя. При этом важно рассчитать колебания, передаваемые от двигателя на корпус ГМ. При движении от неровности дорожного полотна, подвески и корпуса ГМ на силовой агрегат (СА).

Цель работы: снижение вибрации силовых агрегатов конверсионных гусеничных машин за счет применения разработанного виброизолятора для снижения динамических нагрузок корпуса ГМ.

Задачи исследования:

1. Разработать математическую модель динамического поведения силового агрегата на виброизолирующих опорах ГМ;

2. Исследовать на модели динамические поведения силового агрегата ГМ;

3. Разработать конструкцию виброизолирующей опоры для силового агрегата ГМ;

4. Оценка эффективности работы опытной виброизолирующей опоры силового агрегата при установке на конверсионную ГМ.

Предмет исследования: виброизолирующая опора для силового агрегата

ГМ.

Объект исследования: система виброизоляции силового агрегата быстро -ходной ГМ

Научной новизной работы является решение научно-технических проблем виброизоляции подвески силового агрегата ГМ и состоит:

- В разработке математической модели динамического поведения силового

агрегата позволяющая решать к ГМ;

БИБЛИОТЕКА I Г.ПгмЧмк /Уд—/ 5

С-Пете*'

О»

- В разработке математического метода расчета амплитудно-частотных характеристик силового агрегата ГМ;

- В получении теоретических и экспериментальных данных о частотных характеристиках силового агрегата ГМ;

- В получении экспериментальных данных об уровнях вибрации дизелем при испытаниях ГМ в стендовых и полевых условиях;

- В разработке систем снижения вибрации силового агрегата.

Практическая ценность состоит в разработке математической модели динамического поведения силового агрегата ГМ и программного комплекса позволяющего проводить численное исследование динамического поведения силового агрегата ГМ, прогнозирование уровней вибраций двигателей на стадии проектирования, доводки или модернизации ГМ, получать амплитудно-частотные характеристики силового агрегата с различными типами виброизоляторов.

Реализация результатов исследования осуществлена в ОАО «Рубцовский машиностроительный завод» при разработке и усовершенствования ГМ, подлежащих конверсии, в учебном процессе АлтГТУ.

Методы исследования. Для решения поставленных в диссертационной работе задач производились измерения уровней вибрации силового агрегата, в кабине водителя ГМ, методы математического моделирования динамического поведения силового агрегата, численные методы математического анализа.

Апробация работы. Результаты исследований докладывались на научных семинарах кафедр «Автомобили и тракторы» Алтайского государственного технического университета и Рубцовского индустриального института в 1999...2004 годах, международной технической конференции в г. Барнауле, ежегодных научно-технических конференциях Рубцовского индустриального института, международной научно-технической конференции Пензенского государственного технического университета 2001 ...2004 г., научно-технической конференции Красноярского государственного технического университета 2002г., в международный журнал по транспортным технологиям (г. Минск 2002 г.), в сборнике Новосибирской государственной академии водного транспорта в 2002...2003 г., международной научно-технической конференции Волгоградского государственного научно-технического университета в 2002 г.

Публикации. Материалы диссертации опубликованы в семнадцати печатных работах.

Личный вклад. Постановка задач, способ их решения и основные научные результаты принадлежат автору. Экспериментальные исследования, разработка технических решений и обработка вибрационных характеристик выполнены сотрудниками испытательной лаборатории «Рубцовского машиностроительного завода» при непосредственном участии автора.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех разделов, общих выводов и рекомендаций, списка литературы. Диссертация содержит 152 страницы машинописного текста, 63 рисунка и 35 таблиц.

В соответствии с содержанием работы, автором выносятся на защиту следующие основные положения:

1. Математическая модель динамического поведения силового агрегата ГМ;

2. Результаты разработки конструкции виброизолирующей опоры силового агрегата ГМ;

3. Теоретические и экспериментальные динамические характеристики силового агрегата ГМ;

4. Результаты исследования на модели динамических характеристик силового агрегата ГМ;

5. Экспериментальные данные по вибрации транспортных дизелей конверсионных ГМ;

6. Результаты по снижению вибрации силового агрегата конверсионной ГМ.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы. Дана краткая характеристика состояния проблемы, поставлены цель и задачи исследования, сформулирована научная новизна и практическая ценность результатов, приведены основные положения, которые выносятся на защиту.

Первая глава. Посвящена обзору и анализу работ, опубликованных в открытой печати, касающихся оценки вибрационных нагрузок, действующих в быстроходных гусеничных машинах.

Вибрации корпуса гусеничной машины возникают в результате неуравновешенности сил и моментов, силовой установки, а также от динамических нагрузок передаваемых подвеской машины. Дизель гусеничной машины является мощным источником вибраций с насыщенным спектром частот. Движение гусеничных машин по пересеченной местности вызывает в кабинах вибрации определенного спектра.

Исследованию вибраций транспортных дизелей посвящены работы А.М.Барановского, В.Е. Тольского, А.К. Зуева, С.П. Глушкова, Г. Гельмтольца, У.Релея, К. Лэмба, А.Н. Крылова, С.П. Тимошенко.

Правильный выбор параметров подвески силового агрегата ГМ позволяет уменьшить интенсивность колебаний двигателя.

Конструкцию подвески выбирают в первую очередь из условий обеспечения эффективной виброизоляции силового агрегата.

В подвеске силовых агрегатов автомобилей и тракторов наибольшее распространение получили резинометаллические амортизаторы.

Жесткость подвески в вертикальном направлении должна быть такой, чтобы частота собственных колебаний силового агрегата в этом направлении не совпадала с частотой собственных колебаний неподрессоренных масс ГМ и не возникали резонансные колебания, вызывающие резкое увеличение относительных вертикальных перемещений силового агрегата.

Жесткость подвески в продольном и поперечном направлениях должна обеспечивать небольшие перемещения силового агрегата при движении ГМ. Опыты показывают, что наибольшие перемещения силового агрегата в поперечном направлении возникают при резком повороте ГМ, а в продольном направлении - при резком трогании и торможении ГМ.

Сформулированы цели и задачи исследования.

Во второй главе представлена математическая модель динамического по-

ведения силового агрегата гусеничнои машины.

В технической литературе виброизоляторы колесных и гусеничных машин называются подушками

В современной технике защиты агрегата и кузова от вибрации стоит задача создания эффективных, надежных и технологичных систем виброизоляции.

Эффективность традиционных подушек ограничена прочностью и упругими константами материала. Эти ограничения имеют общий характер и приводят к невозможности снижения жёсткости ниже определённого уровня.

Основные свойства виброизоляторов можно представить тремя параметрами, независящими от времени: жёсткостью, вязкостью и инерционностью. В ряде работ жесткость рассматривается как единственная характеристика виброизолятора. Для характеристики эффективности виброизоляторов достаточно учитывать только их жёсткость.

Первое препятствие для повышения эффективности заключается в росте размеров виброизоляторов.

Рассмотрим подушку, имеющую форму резинового куба со стороной а (рис. 1). При его нагружении должно быть выполнено условие прочности при сжатии. Предполагая, что закон Гука выполняется, получим жёсткость в виде

Рис. 1. Схема простейшего изолятора в форме кубика

где С- жёсткость подушки, Н/м;

Е- модуль упругости материала подушки, Па; О- вес источника вибрации, Н;

- допускаемое напряжение для материала; а - характерный размер подушки. Наименьшая собственная частота колебаний массы на виброизоляторе может быть найдена без учёта трения в материале по известной формуле Тимошенко с учётом полученной выше жёсткости

х=Ш'

(2)

где g- ускорение свободного падения.

Для повышения эффективности виброизоляции собственная частота должна быть удалена от частоты вынуждающей силы. Коэффициент виброизоляции

(3)

где - угловая частота вынуждающей силы, с .

Выражая коэффициент виброизоляции через размер подушки, прочность и жёсткость материала, получим зависимость

Прочность резины, применяемой для виброизоляторов, достигает 30 МПа, но допустимые напряжения, по условию прочности и долговечности, в несколько раз ниже. Жёсткость резины меняется в широких пределах, но для виброизоляторов характерны значения Е от 50 МПа и выше.

Если допустить любой размер подушки, то можно получить высокую эффективность, но за счёт катастрофического роста размеров подвески.

Значительно большей прочностью и стабильностью параметров обладают упругие металлические элементы. Металлические виброизоляторы выполняются в виде винтовых пружин. Высокая прочность стальной проволоки даёт заметное преимущество в сравнении с резиной по объёму необходимого материала, но не снимает первое ограничение эффективности. Применяемые винтовые пружины различаются по форме в определённых пределах, обусловленных требованием устойчивости при сжатии.

Второе препятствие при использовании традиционной системы виброизоляции связано с увеличением статических отклонений виброизолированного двигателя при изменении нагрузки.

Направление исследований виброизоляции СА

Повышение комфорта на рабочем месте оператора ГМ зависит от качества виброизоляции корпуса машины от вибрации двигателя. Развитие подвесок двигателей направлено на снижение жесткости до такой величины, при которой частоты свободных колебаний не превышают единиц герца. В линейных подвесках соответствующие статические просадки равны долям метра, что недопустимо из условия прочности не опорных связей.

Известный выход состоит в применении упругих нелинейных элементов. Характеристика такого элемента содержит участок пониженной жесткости, обеспечивающий эффективную виброизоляцию. При сотрясениях агрегата амплитуда возрастает и жесткость увеличивается. Так сохраняется низкое статическое отклонение и приемлемая виброизоляция. Переходные режимы должны подавляться вязким демпфированием.

Получить нелинейную характеристику эластичной опоры можно многими способами. Часто используется потеря устойчивости оболочки, но возможности данного способа ограничены прочностью материала. Другой способ основан на сочетании металлического элемента низкой жесткости и массивного эластичного элемента. В этом случае основная нагрузка передается винтовой пружиной, а нелинейность характеристики получается при глубокой деформации массива.

Демпфер может быть частью конструкции подушки. Наиболее приемлемым рабочим телом может быть силиконовая жидкость, широко применяемая в технике для аналогичных целей.

Точный расчет нелинейной характеристики возможен, если есть данные по его форме и упругим свойствам. В общем случае такие данные отсутствуют, но есть возможность построить качественную теорию для последующего уточнения по результатам испытаний. Используется известный принцип соответствия Н. Бора. В поставленной задаче принцип соответствия формулируется как возможность перехода закона Гука в область больших деформаций.

При нагрузке на призматическое тело (рис. 2) линейная зависимость между

напряжениями и деформациями

Приращение силы при растяжении массива Сохранение объема материала

(6) (7)

Приращение площади при де Приращение силы

А,

(8)

(9)

Коэффициент жесткости упругого элемента через отношение силы к деформации

Жесткость массива

где

(10)

(11)

Рис. 2. Схема глубокой деформации упругого элемента

жесткость ненагруженного элемента; - относительная деформация.

Зависимость жесткости от деформации сжатия меняется линейно. Сила определена через интеграл от жесткости, если рассматривать деформацию как независимую переменную.

Силовая характеристика упругого элемента

(12)

(13)

Данная силовая характеристика содержит квадратичную нелинейность.

Рассмотрена система с нелинейной силовой характеристикой упругого элемента и вязким линейным демпфером. В таких системах следует отметить особенности присущие им в том случае, когда эта нелинейность проявляется. Так принцип суперпозиции вынуждающей силы не выполняется; существует несколько положений равновесия; свободные колебания не изохронны; возможны супер-и субгармонические колебания; возможны автоколебания, явление захвата и затягивания.

Использован метод осреднения примененный Ван-дер-Полем для исследования автоколебаний, а затем развитый Н.М. Крыловым, Н.Н. Боголюбовым, Ю.А. Митропольским для ряда практически важных задач. В основе метода осреднения предположение о том, что колебание агрегата незначительно отличается от гармонического. Поскольку исследование пространственных колебаний агре-

гата аналитическим методом затруднительно рассмотрены одноосные колебания системы с квадратичной нелинейностью и вязким трением. Уравнение динамики имеет вид

(14)

Решение уравнения динамики найдено в форме

х = а sin (cot + tp) (15)

В этом случае малая функция будет иметь вид

0(x.x,t) = ][mai2 -с)х-с0х2 -а-х + p-sm(a>t)\lm (16)

После подстановки х=а- sin в, x-acocosO, 6 = <a-t + <p получено

ф(х.х,/) = [(тй>2 -c)-a-s¡n(<?)-coo2s¡nJ(6)-a-oíacos(0)+ p-sm{ex)\lm (17) Поскольку в данной задаче интересно получить стационарные значения амплитуды и фазы пренебрегаем их изменениями за цикл в соответствии с методом осреднения вычислены вначале ортогональным интегралом малой функции

1 2я — 1 В{а,<р) = — [ф-сс«(9-<Л? =—(а-а-а + p-sirup) 2л ' ~>

| 2т — 1 /

С{а,<р) = — |Ф-5\пв-с!в = — (-а ■ т -а>2 +а-с-р-соб^ 2л 30 2

Средняя за цикл скорость изменения амплитуды

^ _ В _ а-а-(о + р-ъ\п<р

Средняя за цикл скорость изменения фазы Ф

т

а-т 2-т\

с р т-а +---— cos^

(18)

(19)

(20) (21)

(22) (23)

a a-ú)

При стационарном режиме амплитуда и фаза постоянна, следовательно Откуда следуют уравнения

а-сй-А = p-sirupQ т-й>2Л-с-А - р-сos(

где А - постоянная амплитуда стационарного режима; <ра - фаза между смещением и силой.

Эти уравнения совпадают с уравнениями полученными методом гармонического баланса и при малом демпфировании приводятся к виду

(24)

где - собственная частота системы;

- относительное демпфирование.

Построенная по этому уравнению АЧХ показывает, что с ростом частоты амплитуда может принимать три значения, одно из которых неустойчиво и на практике не встречается. Для заданной амплитуды вынуждающей силы найдем наибольшую амплитуду колебаний, если принять выражение под корнем равным

(26)

нулю.

Второй метод построения АЧХ нелинейной системы предусматривает численное моделирование. Методика отработана на различных системах в т.ч. на линейных, нелинейных, существенно нелинейных и активных системах с подводом энергии.

Уравнение динамики для одноосной системы имеет вид с1гх _-с-х-св •х2$1^(х)-а-х + р-со$(а>-1/2)

где sign(x) - множитель, управляющий знаком четной функции при переходе в отрицательные значения.

Численное исследование этого уравнения проведено для системы с нарастающей характеристикой заключается в подавлении резонансного пика и смещении собственной частоты вправо. Расчет проведен по программе составленной в системе SIMNON.

Поставлено условие, при котором для расчетной амплитуды нелинейная добавка равна линейной. Это приводит к уравнению

сА = с0А2 (27)

где А - амплитуда колебаний агрегата, 10-3 -10-1 м.

При решении уравнения относительно коэффициента жесткости для квадратичного члена, получено

Параметры численного эксперимента задавались в виде следующих данных (Таблица 1).

Таблица 1

Параметры численного эксперимента

Наименование параметра Обозначение Размерность Пределы изменения

Масса агрегата т кг 200-1000

Амплитуда колебаний А м 10-3-10-1

Коэффициент линейной жесткости с Н/м 104-106

Коэффициент квадратичной жесткости Со Н/м2 105-109

Коэффициент демпфирования Ь Нс/м 103-106

Частота вынуждающей силы (О -1 с 102-103

Амплитуда вынуждающей силы Р H 103-105

Число сочетаний двух параметров без перестановок оказалось равно 21, а полученное семимерное пространство параметров эксперимента не представляет интереса в рамках задачи построения АЧХ. Был выбран плоский срез удобный для построения графика, аргументом выбрана частота колебаний в соответствии с

поставленной задачей.

Постоянными параметрами явилось следующее

• масса агрегата 1000 кг;

• линейная жесткость 106 Н/м;

• нелинейная жесткость 108 Н/м2;

• коэффициент демпфирования 104 Нс/м;

Оставшаяся функция — амплитуда колебаний исследована в зависимости от частоты и вынуждающей силы. Для построения АЧХ в безразмерном виде вычислена равновесная амплитуда и условия равенства вынуждающей силы и силы упругости

сЛо+с0Л02=/> (29)

Решение этого квадратного уравнения дало равновесную амплитуду

Физический смысл имеет положительное значение амплитуды, которое было использовано для построения АЧХ.

Моделирование проведено первоначально с небольших значений вынуждающей силы, при которой нелинейность проявляется слабо. Пределы изменения частоты принимаем от минимально устойчивой до максимальной, скорость колебаний определялось по зависимости для момента шестицилиндрового двигателя, которая изменяется с частотой третьего порядка. Эта частота втрое больше частоты вращения и вычислялось по выражению

(«и-э^с"

Минимально устойчивой частотой вращения коленчатого вала дизельного агрегата соответствует втрое меньшая частота.

Неравномерный момент на валу двигателя является главным фактором, определяющим вибрацию. Амплитуда момента в дизельном двигателе зависит от диаметра цилиндра, радиуса кривошипа и давления сжатия

(32)

Относительная величина момента определялась как частное от деления момента на момент инерции массы агрегата вдоль оси коленчатого вала. Аналогом этой величины для одноосной системы явилось вынуждающая сила, выбранная по её отношению к массе.

Проведенное моделирование показало (рис.3...5), что для вынуждающих сил меньших, чем вес агрегата резонансный пик не превышает трех и расположен в области низких частот за пределами рабочего диапазона. Для сил больших веса агрегата пик не выходят за пределы четырех в области пусковых частот вращения. В рабочем диапазоне АЧХ резко снижаются до 0,8 - 0,05.

Юг „ а6 -——грс Нм

Рис. 3. Серия АЧХ для указанных на графике вынуждающих сил

Рис. 4. Серия АЧХ для указанных на графике вынуждающих сил

Рис. 5. Серия АЧХ для указанных на графике вынуждающих сил

Результаты моделирования той же подвески, но с линейной восстанавливающей силой приведены на (рис. 6).

Рис. 6. Серия АЧХ для указанных на графике коэффициентов демпфирования и линейной восстанавливающей силе

Из этих данных видно, что резонансный пик не попадает на рабочие частоты, но может вызвать раскачивание агрегата при пуске и затягивание из-за эффекта Зоммерфельда.

Предлагаемая конструкция виброизолятора (рис. 7) содержит упругий линейный элемент - спиральную пружину, упругий нелинейный элемент - резиновую втулку небольшой толщины, жидкостный демпфер - полости по окружности втулки.

Опора работает следующим образом. Колебания агрегата, вызванные неуравновешенностью механизма двигателя передаются через винтовую пружину на раму ГМ ослабленными в соответствии с рассмотренными выше амплитудно-частотными характеристиками. Резиновая втулка работает как нелинейный элемент и, следовательно, проявляет нелинейность при значительных деформациях. Такие деформации могут быть вызваны наклоном ГМ и другими причинами рассмотренными выше. Полости по периметру втулки заполнены вязкой жидкостью и работают при сотрясениях как демпферы. На-Рис. 7. Сечение по оси опоры пример, радиальное смещение втулки сжимает

половину полостей и растягивает противопо-

ложную половину. Силиконовая жидкость под давлением перетекает по специальной канавке предусмотренной на внешней поверхности втулки. Гидравлическое сопротивление зависит от вязкости жидкости, площади сечения канавки и режима движения жидкости.

Таким образом, опора имеет три нормируемых параметра: коэффициент линейной жесткости, коэффициент нелинейной жесткости и коэффициент вязкого сопротивления. Эти параметры выбираются в соответствии с проведенными исследованиями на численной модели, и уточняются на физической модели в ходе испытаний опоры.

Коэффициент нелинейной жесткости предполагает собой

с„ = Срешны 0 + £)> (33)

где - жесткость ненагруженного элемента;

£=£/!„ - относительная деформация. (34)

Толщина резинового элемента равна радиальному сечению втулки. Модуль упругости Е резины меняется в широких пределах, но среднее значение равно 50 МПа. Из этих допущений коэффициент нелинейной жесткости

(35)

Относительная деформация выбирается исходя из прочности резины, но в любом случае эта величина существенная £ <, 0,5

Коэффициент вязкого сопротивления опоры определен в стационарном режиме деформации. С допущением, что средняя часть опоры - чашка смещается с постоянной скоростью в радиальном направлении. Поток вязкой жидкости проходит через нормированные каналы и создает сопротивление.

Построение детальной модели турбулентного течения в зазоре дросселя принципиально невозможно, поскольку характер течения зависит от многих параметров, которые сами зависят от характера течения. Такая задача, как правило, не решается. Построение инженерной, практической модели течения может быть вычислено при допущении, что сопротивление является местным, поскольку длина потока в канавках упругого элемента значительно меньше сечения потока, расход практически пропорционален площади сечения потока и определяется по формуле Вейсбаха

е-(36)

где 8К - площадь сечения канавки к - коэффициент расхода; - плотность жидкости.

Задавая скорость деформации, получен расход вязкой жидкости в опоре

(37)

Расчет производился численным методом с помощью ЭВМ. В расчете использовалась методика математического моделирования динамических характе-

ристик. В отличие от известных методов, численные методы используют математический образ системы с реальными параметрами. Исследование системы проводилось наподобие физического эксперимента, но на математической модели. Исходные данные для проектирования на модели виброизолирующих опор проведены в таблице 2.

Таблица 2

Исходные данные для проектирования виброизолирующих опор

КамАЗ-740 Д20 НР-250

8Ч 12/12 6Ч 15/15

Масса двигателя 1120 1050

Мощность 235 184

Частота вращения 1600 2600

Число цилиндров 8 6

Крутящий момент 1280 915

Допускаемые статические смещения двигателя было принято не более 5 мм.

По условиям размещения в моторном отсеке были приняты разработанные автором виброизоляторы для транспортных дизелей. Согласно выполненного эскиза дизеля и плана присоединительных размеров в масштабе с указанием габаритов были получены координаты опорных точек для силовых агрегатов с дизелями КамАЗ-740 и Д20НР-250.

Выполняем эскиз дизеля и план присоединительных размеров в масштабе с указанием габарита дизеля.

В результате проведенных расчетов получены АЧХ поступательных и вращательных колебаний силовых агрегатов для дизелей КамАЗ с опытными виброизоляторами и Д20 НР-250 с серийными виброизоляторами (рис. 9,10).

Проведенное моделирование позволило получить обширный материал по колебаниям виброизолированного дизеля, установленного на высокоэффективной подвеске на корпусе гусеничной машины.

Лучшие результаты получены на силовом агрегате двигателя КамАЗ с опытными виброизоляторами.

На основании полученных результатов можно утверждать, что применение разработанных виброизоляторов позволит снизить вибрационные нагрузки на корпус ГМ и экипажа на 20 - 25%.

Третья глава. Посвящена экспериментальным исследованиям оценки

Рис. 8. Схема крепления силового агрегата КамАЗ-740 к корпусу ГМ

влияния колебаний транспортного дизеля на вибрации ГМ.

Приведено описание экспериментальной установки для изучения уровней вибрации в стендовых условиях. При всех видах испытаний использовалась специальная измерительная аппаратура, по ГОСТ 12.4.304-85 и ГОСТ 12.1.012-90 для измерения вибрации.

Автором была разработана программа научных исследований по вибронаг-руженности СА ГМ. Разработана методика измерений вибрации силового агрегата. Испытания дизелей проходили на стенде завода-изготовителя. Испытания ГМ проходили при различных дорожных условиях в движении и на стоянке машины при различных оборотах двигателя.

Четвертая глава. Изложены результаты экспериментальных исследований конверсионной гусеничной машины.

На рис. 11 показаны места контроля вибрации на опорах дизеля в начале испытаний и через 1000 моточасов. В некоторых источниках указано на низкочастотный характер вибраций судовых и транспортных дизелей. Однако это относится по-видимому только к тихоходным дизелям.

При испытаниях было обнаружено, что в точке 3 существуют в диапазоне полос частот от 31,5 до 750 Гц наиболее высокие уровни виброускорений. Во всех точках опор уровни виброускорений плавно растут в полосах частот от 63 до 500 Гц, имеют максимумы в полосах частот от 1000 до 2000 Гц. Здесь же показано положение средней арифметической значений уровней виброскорости в различных полосах частот от 31,5 до 8000 Гц.

Результаты измерений вибрационных нагрузок, действующих на силовой агрегат, в составе ГМ приведены в таблице 3.

Анализ полученных результатов показывает, что значения вибрационных нагрузок среднего значения ускорения, среднеквадратического отклонения, действующих на силовой агрегат с серийными амортизаторами, превышают вибрационные нагрузки, действующие на силовой агрегат с опытными амортизаторами.

Установлено, что работоспособность амортизаторов серийных в части вибрационной защиты силового агрегата в составе ГМ, хуже действия амортизаторов опытных при температуре окружающей среды -20°С.

Рис. 9. Амплитудно-частотные характеристики поступательных и вращательных колебаний дизеля КамАЗ-740 с опытными виброизоляторами

Рис. 10. Амплитудно-частотные характеристики поступательных и вращательных колебаний дизеля Д20 НР-250 с серийными виброизоляторами

5000 moo f,ru,

Рис. 11. Результаты изучения вибраций дизеля Д20НР-250 при испытании на стенде до и после 1000-часовых испытаний

Таблица 3

Результаты измерений вибронагруженности силового агрегата в составе ГМ

Тип амортизатора Опытные Се эийные

Оси X V z x V z

Среднее значение ускорения 0,1 -0,3 -0,4 -0,7 -0,7 -0,5

Среднеквадратич -ное отклонение 0,8 1,8 1,5 1,3 2,0 1,6

Скорость ГМ 50 км/ч 50 км/ч

ТС -20°С -20°С

Рис. 14. Амплитуда вертикальных перемещений силового агрегата КамАЗ: 1 - двигатель; 2 - корпус ГМ

Колебания при неустановившихся режимах движения ГМ измеряют для определения максимальных перемещений силового агрегата.

Результаты экспериментальной работы по выбору подвески силового агрегата КамАЗ (рис. 14). Работы выполнялись в нескольких направлениях: изменялись жесткость, размещение и конструкция резинометал-лических амортизаторов подвески.

На рис. 15 приведены спектрограммы уровней виброскорости корпуса ГМ и двигателя при установке его на экспериментальной подвеске.

Рис. 15. Спектрограммы логарифмических уровней виброскорости корпуса ГМ и двигателя КамАЗ при его установке на экспериментальной подвеске. а - горизонтальная ось 1 - двигатель

б - вертикальная ось 2 - корпус ГМ

Из приведенных данных следует, что снижение уровня вибрации на корпусе ГМ по сравнению с уровнем вибрации двигателя имеет место во всем диапазоне частот наибольшее снижение вибрации достигнуто в горизонтальном направлении (20 дБ). В вертикальном - на этой частоте (7 дБ).

Колебания при неустановившихся режимах движения ГМ измеряли для определения максимальных перемещений СА КамАЗ.

Получены осциллограммы перемещений двигателя относительно корпуса ГМ при различных режимах движения.

Максимальное перемещение двигателя наблюдается в направлении оси коленчатого вала и составляет 0,8 мм.

Максимальные амплитуда перемещений СА КамАЗ относительно корпуса ГМ приведены в таблице 4.

Таблица 4

Максимальные амплитуды перемещений СА КамАЗ относительно корпуса ГМ

Направление перемещения Величина перемещения, мм

Перемещение двигателя вдоль оси коленчатого вала - X 0,8

Перемещение двигателя в поперечном направлении - У 0,66

Перемещение двигателя по вертикали - Ъ 0,66

Общие выводы

На основе проведения теоретических и экспериментальных исследований, проведенных в настоящей работе, можно сделать следующие выводы:

1. Разработана конструкция виброизолирующей опоры, позволившая улучшить виброзащитные свойства упругих подвесок силовых агрегатов гусеничных машин. Установка силового агрегата гусеничной машины на опытные виброизоляторы позволило уменьшить вибрации на корпусе гусеничной машины на 7...20дБ, в диапазоне частот вращения коленчатого вала двигателя.

2. Разработана математическая модель, описывающая динамическое поведение силового агрегата гусеничной машины и учитывающая ее конструктивные особенности, позволившая получить необходимые амплитудно-частотные характеристики для решения задач виброизоляции.

3. Проведенные теоретические исследования показали существенное влияние упругой жесткости демпфирования на динамические перемещения силового агрегата гусеничной машины. В результате проведенных расчетов получены амплитудно-частотные характеристики колебаний силовых агрегатов, позволившие получить большой материал по колебаниям виброизолирующего дизеля, установленного на высокоэффективной подвеске на корпусе гусеничной машины.

4. Показано, что независимо от параметров подвески (коэффициент жесткости, коэффициент демпфирования) для опытного виброизолятора силового агрегата гусеничной машины имеются четко выраженные зоны рабочих скоростей с экстремальными значениями вибраций, действующих на экипаж. Определено, что установка силового агрегата на опытные виброизоляторы уменьшает вибрации действующие на экипаж на 20...25%.

5. Установлено, что скорости движения гусеничной машины и частота вращения коленчатого вала дизеля являются определяющими в возникновении уровней вибрации. Вид виброизоляторов примененных в подвеске силового агрегата в значительной мере влияют на вибрацию корпуса гусеничной машины.

6. Сопоставленные численные расчеты по оценке динамических перемещений скоростей и ускорений силового агрегата с экспериментальными данными гусеничной машины показали сходимость результатов на 17... 19%.

Основное содержание работы изложено в следующих публикациях:

1. Е.М. Артеменко, М.И. Артеменко, Г.Ю. Ястребов. Безопасные и комфортные условия труда водителя - // Международная научно-техническая конференция «Комплексное обеспечение показателей качества транспортных и технологических машин» 28.06.2001 Пенза. Пензинский Государственный университет. -С.98...100.

2. Е.М. Артеменко. Вибрации дизелей конверсируемых гусеничных машин // Выпуск № 7 - Технические науки. Под ред. А.В. Кутышкина Рубцовск, РИИ.

2001.-С. 17...24.

3. Е.М. Артеменко, Н.А. Гулак, А.В. Коробов. Характеристики вибраций транспортных дизелей гусеничных машин. // Вестник № 3 АлтГТУ им.И.И.Ползунова / Барнаул. 2001. - С. 43...45.

4. Е.М. Артеменко, О.В. Шулакова, Н.А. Гулак, М.И. Артеменко. Снижение шумности и вибраций транспортных дизелей гусеничных машин. // Вестник № 3 АлтГТУ им. И.И. Ползунова / Барнаул. 2001. - С. 106... 112.

5. Е.М. Артеменко, А.Л. Новоселов, А.И. Прокопович, Н.А. Гулак. Исследование источников вибраций на гусеничных машинах. // Повышение экологической безопасности автотракторной техники: сб. статей / Под ред. д.т.н., профессора, академика А.Л. Новоселова / Академия транспорта РФ, АлтГТУ им.И.И.Ползунова. - Барнаул, 2001. - С. 31...41.

6. Е.М. Артеменко, М.И. Артеменко, А.Л. Новоселов, Ю.Х. Писак. Исследование локальных вибраций на семействе гусеничных машин. // Повышение экологической безопасности автотракторной техники: сб. статей / Под ред. д.т.н., профессора, академика А.Л. Новоселова / Академия транспорта РФ, АлтГТУ им.И.И.Ползунова. - Барнаул, 2001. - С. 41...54.

7. Е.М. Артеменко. Оценка уровней вибрации дизелей конверсионных гусеничных машин. // Международный журнал по транспортным технологиям. / №020103. Белорусская государственная политехническая академия, Академическая автомобильная ассоциация. - Минск, 2002.

8. Е.М. Артеменко. Уровни вибрации дизелей конверсионных гусеничных машин. // Прогресс транспортных средств и систем - 2002: международная конференция: сб. статей / Волгоградский государственный технический университет. -Волгоград, 2002. - С. 61...69.

9. Е.М. Артеменко. Методы снижений вибраций получаемой водителем гусеничной машины. // Сибирский научный вестник, выпуск № V - Новосибирск,

2002. - С. 72...77.

10. Е.М. Артеменко. Доза вибрационного воздействия на тело водителя гусеничной машины. // Сибирский научный вестник, выпуск № V - Новосибирск, 2002.-С.77...81.

11. Е.М. Артеменко. Уровни вибраций и динамические перемещения элементов дизелей гусеничных машин. // Всероссийская научно-техническая конференция «Новые материалы и технологии в машиностроении» 26.05.2004 Рубцовск. Рубцовский Индустриальный институт.

12. Е.М. Артеменко. Результаты исследования динамических параметров

подвески силовой установки на конверсионной гусеничной машине. // Всероссийская научно-техническая конференция «Новые материалы и технологии в машиностроении» 26 05.2004 Рубцовск. Рубцовский Индустриальный институт.

13. Е.М. Артеменко. Результаты исследования динамических параметров подвески силовой установки на конверсионной гусеничной машине. // Всероссийская научно-техническая конференция «Новые материалы и технологии в машиностроении» 26 05.2004 Рубцовск. Рубцовский Индустриальный институт.

14. Е.М. Артеменко. Динамическая модель силового агрегата гусеничной машины. // Научно-техническая конференция «Проблемы социального и научно-технического развития в современном мире» 13.05.2004 Рубцовск. Рубцовский Индустриальный институт.

15. Е.М. Артеменко. Динамика силового агрегата гусеничной машины. //Научно-техническая конференция «Проблемы социального и научно-технического развития в современном мире» 13.05.2004 Рубцовск. Рубцовский Индустриальный институт.

16. Е.М. Артеменко. Исследование динамических параметров подвески силовой установки на гусеничной машине. // Всероссийская научно-техническая конференция «Наука и молодежь» 27.04.2004 Барнаул. АлтГТУ им. И.И. Ползу-нова.

17. Е.М. Артеменко. Совершенствование подвески двигателя на гусеничной машине // Сб. научных трудов Красноярского государственного технического университета, Крсноярск, 2004. - С. 11... 13.

Соискатель

Е.М. Артеменко

Бум. тип. Усл.-печ.л.1,2

Траж 100 экз. Заказ 466

Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова 656038 г. Барнаул, пр-т. Ленина 46

Подписано в печать 17.11. 04

Формат 60х84 1/16 Уч.-изд.л 1,2

Бесплатно

»2377Ö

Введение.

Глава I. Проблема колебаний силовых агрегатов быстроходных гусеничных машин. Цели и задачи исследования.

1.1. Особенности динамики силовых агрегатов быстроходных гусеничных машин.

1.2. Уровни вибраций транспортных дизелей гусеничных машин.

1.3. Изменения требований виброизоляции силовых агрегатов гусеничных машин, подлежащих конверсии.

1.4. Пути снижения вибрации от дизелей гусеничных машин.

1.5. Конструкции виброизоляторов для гусеничных машин.

1.6. Выводы по главе 1. Цели и задачи исследования.

Глава 2. Моделирование динамического поведения силового агрегата гусеничной машины.

2.1. Принципы виброизоляции

2.2. Моделирование колебаний двигателя.!.

2.3. Статические смещения виброизолированного агрегата. 2.4. Динамические смещения виброизолированного агрегата.

2.5. Выбор виброизолятора.

2.6. Виброизоляторы двигателей колесных и гусеничных машин.

2.1. Конструкция виброизолирующей опоры силового агрегата ГМ.

2.8. Результаты исследования динамики виброизолирующих подвесок силовых агрегатов гусеничных машин.

2.9. Выводы по главе 2.

Глава 3. Экспериментальные установки для оценки колебаний транспортного дизеля на виброизолирующих опорах гусеничной машины.

3.1. Экспериментальная гусеничная машина для исследования вибраций в условиях ходовых испытаний.

3.2. Колебания силового агрегата на стенде

3.3. Экспериментальный стенд для исследования вибраций транспортных дизелей гусеничных машин.

3.4. Измерение основных величин и оценка погрешности измерений при проведении экспериментальных исследований.

3.5. Методика анализа и оценки вибрации.

3.6. Программа научных исследований по изучению вибраций гусеничных машин.

3.7. Обработка экспериментальных измерений вибраций.

3.8. Применение компьютера для исследования вибрации.

3.9. Получение исходных данных об уровнях вибрации транспортных дизелей конверсируемых гусеничных машин.

3.10. Выводы по главе 3.V.

Глава 4. Результаты экспериментальных исследований эффективности виброизоляции силовых установок гусеничных машин.

4.1. Оценка уровней вибрации силовой установки конверсируемых гусеничных машин.

4.2. Сравнительные испытания дизелей в составе силовых установок. 114 . 4.3. Результаты ходовых испытаний.

4.4. Выводы по главе 4.1.

Современная эпоха характеризуется не только масштабами промышленного развития, всех видов транспорта, но и для целого ряда развитых стран конверсией производства, конверсией различных видов техники. Многоцелевые транспортные машины широкого назначения с дизелями в процессе конверсии находят все большее применение в народном хозяйстве. При этом возникает целый ряд проблем, решение которых позволяет использовать конверсионную технику без угрозы для окружающей среды и обслуживающего персонала. В связи с этими положениями, тема настоящей диссертационной работы является актуальной.

Обеспечение безопасных условий труда обслуживающего персонала связано, прежде всего, со снижением уровней шума и вибраций, передаваемых от транспортных дизелей. Увеличение надежности и долговечности образцов гусеничных машин связано с применением новых типов дизелей и систем виброизоляции. .

Уровни вибраций от транспортных дизелей, передаваемых на корпуса гусеничных машин превышают допустимые уровни.

Динамические нагрузки силового, агрегата с ростом скоростей движения ГМ приобретают первостепенное значение т.к. влияют на работоспособность водителя и пассажиров долговечность узлов и агрегатов ГМ. Поэтому при создании новых моделей. ГМ в результате конверсии способных работать в условиях бездорожья необходимо снижать динамические нагрузки действующие на экипаж.

Правильный выбор параметров подвески силового агрегата позволяет уменьшить интенсивность колебаний двигателя. При этом важно рассчитать колебания, передаваемые от двигателя на корпус ГМ. При движении от неровности дорожного полотна, подвески и корпуса ГМ на силовой агрегат.

Цель работы: снижение вибрации силовых агрегатов конверсионных гусеничных машин за счет применения разработанного виброизолятора для обеспечения безопасных условий труда водителя и пассажиров.

Задачи исследования:

1. Разработать математическую модель динамического поведения силового агрегата на виброизолирующих опорах ГМ.

2. Исследовать на модели динамические поведения силового агрегата

ГМ.

3. Разработать конструкцию виброизолирующей опоры для силового агрегата ГМ.

4. Оценка эффективности работы опытной виброизолирующей опоры силового агрегата при установке на конверсионную ГМ.

Предмет исследования: виброизолирующая опора для силового агрегата ГМ.

Объект исследования: система виброизоляции силового агрегата быстроходной ГМ

Научной новизной работы является решение научно-технических проблем виброизоляции подвески силового агрегата ГМ, состоящее в:

- разработке математической модели динамической нагруженности силового агрегата, позволяющей решать задачи виброизоляции применительно к ГМ.;

- разработке математического метода расчета амплитудно-частотных характеристик силового агрегата ГМ;

- получении теоретических и экспериментальных данных о частотных характеристиках силового агрегата ГМ;

- получении экспериментальных данных об уровнях вибраций дизелей при испытаниях ГМ в стендовых и полевых условиях;

- разработке систем снижения вибрации силового агрегата.

Практическая ценность состоит в разработке математической модели динамического поведения силового агрегата ГМ и программного комплекса позволяющего проводить численное исследование динамического поведения силового агрегата ГМ, прогнозирование уровней вибраций двигателей на стадии проектирования, доводки или модернизации ГМ, вести подбор виброизоляторов для установки их на силовом агрегате ГМ, получать амплитудно-частотные характеристики силового агрегата с различными типами виброизоляторов.

Реализация результатов исследования осуществлена в ОАО «Рубцовский машиностроительный завод» при разработке и усовершенствования ГМ, подлежащих конверсии, в учебном процессе АлтГТУ.

Методы исследования. Для решения поставленных в диссертационной работе задач использовались методы измерений и уровней вибрации силового агрегата, в кабине водителя ГМ, методы математического моделирования динамического поведения силового агрегата, численные методы математического анализа.

Апробация работы. Результаты исследований докладывались на научных семинарах кафедр «Автомобили и тракторы» Алтайского государственного технического университета и Рубцовского индустриального института в 1999.2004 годах, международной технической конференции в г. Барнауле, ежегодных научно-технических конференциях Рубцовского индустриального института, международной научно-технической конференции Пензенского государственного технического университета 2001.2004 г., научно-технической конференции Красноярского государственного технического университета 2002г., в международный журнал по транспортным технологиям (г. Минск 2002 г.), в сборнике Новосибирской государственной академии водного транспорта в 2002.2003 г., международной научно-технической конференции Волгоградского государственного научно-технического университета в 2002 г.

Публикации. Материалы диссертации опубликованы в семнадцати печатных работах.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех разделов, общих выводов и рекомендаций, списка литературы. Диссертация содержит страниц машинописного текста, рисунка и таблицы.

Общие выводы

На основе проведения теоретических и экспериментальных исследований, проведенных в настоящей работе, можно сделать следующие выводы:

1. Разработана математическая модель, описывающая динамическое поведение силового агрегата гусеничной машины и учитывающая ее конструктивные особенности, позволившая получить необходимые амплитудно-частотные характеристики для решения задач виброизоляции.

2. Проведенные теоретические исследования показали существенное влияние упругой жесткости демпфирования на динамические перемещения силового агрегата гусеничной машины. В результате проведенных расчетов получены амплитудно-частотные характеристики колебаний силовых агрегатов, позволившие получить большой материал по колебаниям виброизолирующего дизеля, установленного на высокоэффективной подвеске на корпусе гусеничной машины.

3. Разработана конструкция виброизолирующей опоры, позволившая улучшить виброзащитные свойства упругих подвесок силовых агрегатов гусеничных машин. Установка силового агрегата гусеничной машины на опытные виброизоляторы позволила уменьшить вибрации на корпусе гусеничной машины на 7.20дБ в диапазоне частот вращения коленчатого вала двигателя.

4. Показано, что независимо от параметров подвески (коэффициент жесткости, коэффициент демпфирования) для опытного виброизолятора силового агрегата гусеничной машины имеются четко выраженные зоны рабочих скоростей с экстремальными значениями вибраций, действующих на экипаж. Определено, что установка силового агрегата на опытные виброизоляторы уменьшает вибрации, действующие на экипаж на 20.25%.

5. Установлено, что скорости движения гусеничной машины и частота вращения коленчатого вала дизеля являются определяющими в возникновении уровней вибрации. Вид виброизоляторов, примененных в подвеске силового агрегата, в значительной мере влияют на вибрацию корпуса гусеничной машины.

6. Численные расчеты по оценке динамических перемещений скоростей и ускорений силового агрегата, сопоставленные с экспериментальными данными гусеничной машины, показали сходимость результатов на 17. 19%.

140

1. Алабужев П.М., Мигиренко Г.С., Хон В.Ф. и др. Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью: Монография. — Д.: Машиностроение, 1986. — 152с.

2. Алексеев С.П., Казаков А.М., Колотилов Н.Н. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении. М.: Машиностроение, 1970. - 208 с.

3. Автомобильный справочник. Перевод с английского. Первое русское издание. М.: Изд-во «За рулем», 2000. - 896 с.

4. Ардин А.С., Зацкорский В.М. Эргономическая биомеханика. — М.: Машиностроение, 1988. 256 с.

5. Аксенов И.А., Аксенов В.И. Транспорт и охрана окружающей среды. М.: Транспорт, 1986. — 176 с.

6. Andersson G.B.J., Ortengren R., Nachemson A. Diss pressure measurements when rising and sitting down on a chair // End. Med. — 1982. № 11. - P. 189190.

7. Андреев Ё.А., Бронский А.И. Вибродемпфирование главной силовой установки на научно-исследовательском судне // Докл. ВНТК «Борьба с шумами и вибрацией». Д.: ЛОП ВНТО им. акад. А.Н. Крылова, 1991. - С. 26-33.

8. Барановский А.М. Виброизоляция дизелей речных судов: Научное издание / A.M. Барановский. — Новосибирск: НГАВТ, 2004. 176 с.

9. Барановский A.M., Зуев А.А. Расчет винтовых пружин в опорах судовых двигателей. Энергетика, экология, энергосбережение, транспорт. Часть 1 /Под ред. В.П. Горелова. Труды второй МНТК 8-11 сентября 2004.

10. Ю.Барановский А.М. Виброшумоизоляция речных судов. Новосибирск: . НГАВТ, 2000. - 176 с.

11. Борьба с шумом на производстве: Справочник / Е.Я. Юдин, Л.А. Борисов, И.В. Горенпггейн и др.; Под общ. ред. Е.Я. Юдина. М.: Машиностроение, 1985.-400 с.

12. Бидерман B.JI. Теория механических колебаний. М.: Высш. школа, 1980.- 408 е., ил.

13. Барановский A.M. Применение компьютера для исследования вибрации /Проблемы виброизоляции на судах // Сборник науч. трудов Новосиб. Гос. Акад. Вод. Трансп. Новосибирск НГАВТ. - 2003. - С. 67-68.

14. Белл А. Шум. Профессиональная вредность и общественное зло. Женева: ВОЗ, 1967.-150 с.

15. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти томах / Под ред. В.Н. Челомея. -М.: Машиностроение, 1984.

16. Вибрация в технике. М.: Машиностроение, 1981. Т.6. — 456 с.

17. Вибрация энергетических машин: Справочное пособие / Под ред. Н.В. Григорьева.—Л.: Машиностроение, 1974.— 464 с.

18. Вибрационные машины в строительстве и производстве строительных материалов: Справочник / Колл. авторов под ред. д.т.н. В.А. Баумана. — М.: Машиностроение, 1970. 548 с.

19. Вейц В.А., Кочура А.Е. Динамика машинных агрегатов с двигателями внутреннего сгорания. — Л.: Машиностроение, 1976. — 383 с.

20. Vibration problems in engineering / S. Timoshenko, D.H. Young, W. Weaver.- New York: John Wiley and Sons, 1985. 472 p.

21. Гаврилов M.H., Захаров B.K. Защита от шума и вибраций на судах. М.: Транспорт, 1979. - 120 с.

22. Гутер Р.С., Овчинской Б.В. Элементы численного анализа и математической обработки результатов опыта. М.: Наука, 1970. — 230 с.

23. Гридасов Г.Г. Определение собственной частоты колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс по амплитудно-частотным характеристикам. /Соверш. технико-эконом. показат. автомоб. техники /Труды НАМИ. М.: НАМИ, 1986. - С. 52-57.

24. Глушков С.П. Виброизоляция тепловых двигателей. Новосибирск: НГАВТ, 1999.-217 с.

25. Дизели: Справочник / Под ред. Ваншейдта Д.: Машиностроение, 1977. -480 с.

26. Двигатели внутреннего сгорания: Системы поршневых и комбинированных двигателей: учебник / С.И. Ефимов, Н.А. Иващенко, В.И. Ивин и др. / Под общ. ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. 3-е ид. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1985. - 456 с.

27. Двигатели внутреннего сгорания (Тепловозные и газотурбинные установки): Учебник / Симеон А.Э., Хомич А.З., Куриц А.А. и др. М.: Транспорт, 1980.-384 с.

28. Ден-Гатог Дж. Механические колебания. — М.: Физматгиз, 1960. — 580 с.

29. Давыдов В.В., Маттес Н.В. Динамические расчеты прочности судовых конструкций. -Д.: Судостроение, 1974. — 336 е.

30. Давыдов В.В., Сахаров А.Б. Применение амортизаторов для уменьшения вибрации судов // Судостроение. 1961. - № 2. - С. 25-30.

31. Дербаремдикер А.Д. Амортизаторы транспортных машин. — 2-е изд. Пе-. рераб. и доп. М.: Машиностроение, 1985. - 200 с.

32. Дружинин В.А., Вербилов А.Ф. Анализ колебаний дизельной установки /совершенствование быстроходных дизелей / Тезисы докл. международ, н.-т. конф. Барнаул, 1993. - С. 98-99.

33. Dieselmotor und Luftzenhaltung И KFZ. 1997. - 40, № 8. - С. 344-347.

34. Druckverlustmodll fiiz keramische Dieselparikelfilter / Ebener S., Florchinger P.//MTZ: Motortechn. Z. 2000. - 61, № 6. - C. 414-420.

35. Енукидзе Б.М., Тольский B.E. Проблема снижения шума и вибрации АТС // Автомобильная промышленность. № 7. - 1985. - С. 1-3.

36. Елисеев С.В. Структурная теория виброзащитных систем. Новосибирск: Наука, 1982. - 144 с.

37. Елисеев С.В., Нерубенко Г.П. Динамические гасители колебаний. — Новосибирск: Наука, 1982. — 144 с.

38. Жуков В.Я. Динамика переходных процессов виброзащитного механизма с обратной кинематической связью // Снижение вибрации на речных судах: Сб. науч. тр. /Новосиб. ин-т. вод. тр-та. — Новосибирск, 1986.

39. Зуев А.К. Теория виброизоляции. Виброизоляция механизмов и машин /Сб. науч. тр. / НИИВТ. Новосибирск: НИИВТ, 1984. - С. 14-23.

40. Зуев А.К. Синтез виброизолирующих подвесок судового энергетического оборудования.: Автореферат дис. д.т.н. — С-Петербург, 1995. — 38 с.

41. Зуев А.К. Вибрации машин и пути их виброизоляции. — Труды НИИВТ, вып. 163. Новосибирск, 1983. - С. 60-78.

42. Зубов Б.И. Теория колебаний. М.: Высшая школа, 1979. - 399 с.

43. Зуев А.К., Барановский A.M., Бартеньев В.Н. Виброизолированное кресло судоводителя // Речной транспорт. № 5. - 1991.

44. Зотов Д.К., Ушаков С.С. Проблемы развития транспорта. М.: Транспорт, 1990.-300 с.

45. Заборов В.И., Клячко JI.H., Росин Г.С. Защита от шума и вибрации в черной металлургии. М.: Металлургия, 1976. - 248 с.

46. Заборов В.И., Клячко JI.H., Росин Г.С. Защита от шума и вибрации в черной металлургии. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Металлургия, 1988. - 216 с.

47. Иориш Ю.И. Измерение вибрации. М., 1956.

48. Исследовать вибрацию транспортных судов с оценкой эффективности противовибрационных мероприятий в ЛОРП: Копия отчета о НИР. — Горький, 1982. 47 с.

49. Ивович В.А., Онищенко В.Я. Защита от вибрации в машиностроении. — М.: Машиностроение, 1990. — 272 с.

50. Ковицкий В.И. Анализ спектральных характеристик вибронагруженности рабочего места водителя и пути их улучшения для грузовых автомобилей

51. Ляпунов В.Т., Никифоров А.С. Вибрация в судовых конструкциях. — Л.: Судостроение, 1975. 232 с.

52. Лойцянский Л.Г., Лурье А.И. Курс теоретической механики: В 2-х томах. Т. 1. Статика и кинематика. — 8-е изд. перераб. и доп. — М.: Наука, 1982. — 352с.

53. Левитский Н.И. Колебания в механизмах: Учеб. пособие для вузов. М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. - 336 с.

54. Лебедев С.В., Нечаев Л.В. Совершенствование показателей высокооборотных дизелей унифицированного типоразмера: Монография / Академия транспорта РФ Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1999. — 112 с.

55. Ляпунов А.М. Лекции по теоретической механике. — Киев: Наукова думка, 1982. 632 с.

56. Луканин В.Н., Гудцов В.Н., Бочаров Н.Ф. Снижение шума автомобиля. -М.: Машиностроение, 1981. — 154 с.

57. Ландау Л.Д., Лифшиц Е.М. Механика. М.: Наука, 1973. — 208 с.

58. Manifold blessings / Beord Jonathan // New Sci. 1999. - 161, № 2178. - C. 5.

59. Матвеев Ю.П., Потапов B.H. Фоновое воздействие общей и локальной вибрации. // Комплексное решение вопросов охраны труда. — М.: Про-физдат, 1987.-С, 73-76.

60. Мальцев К.И., Румянцев Л.К., Чистякова Н.С. Экспериментальные исследования вибрационных свойств резинометаллических амортизаторов типа АКСС // Борьба с шумом на судах: Сб. статей. — Л.: Судостроение, 1970. — С.88-97.

61. Макаренков А.И. К вопросу о вредных проявлениях вибрации в дизеле. — Двигателестроение. 1987. - № 3. - С. 55-56.

62. Мигиренко Г.С. Новости в вибропроблеме: Снижение вибраций машин: Сб. науч. тр. / НГАВТ. Новосибирск: НГАВТ, 1994. - С. 5-21.

63. Мальцев К.И., Румянцев Л.К., Чистякова Н.С. Экспериментальные исследования вибрационных свойств резинометаллических амортизаторов типа АКСС // Борьба с шумом на судах: Сб. статей. — Л.:

64. АКСС // Борьба с шумом на судах: Сб. статей. — Л.: Судостроение, 1970. — С.88-97

65. Мигиренко Г.С., Георгиади А.Г., Гернер И.И. Прогноз развития виброзащитных средств на ближайшее будущее. — Снижение вибрации на речных судах: Сб. науч. тр. / НИИВТ. Новосибирск, НИИВТ, 1988. - С. 38-44.

66. Мандельштам Л.И. Лекции по теории колебаний. — М.: Наука, 1972. — 470 с.

67. Математическое моделирование и исследование процессов в ДВС. Учебное пособие /Под редакцией В.А. Вагнера, Н.А. Иващенко, В.Ю. Русакова. Барнаул: Изд. АлтГТУ., 1997. - 198 с.

68. Марченко О .Я., Янчеленко В.А. Уравновешивание и балансировка в дизелях для снижения низкочастотной вибрации. — Совершенствование технико-экономических показателей дизелей: Труды /ЦНИДИ. — Л., 1981. — С. 118-128.

69. Матвеев Ю.И. Вибродозиметрия контроль условий труда. - М.: Машиностроение, 1988. — 96 с.

70. Motonaher КАТ zeinigt noch besser // AMZ. 1997. - 85, № 10. - С. 64

71. Мириевский В.К. Виброизолирующая опора с плавно-дискретной перестройкой компенсатора жесткости. — Науч. тр. /Новосиб. ин-т инж. вод. тр-та: Виброизоляция механизмов и машин. -Новосибирск, 1984.

72. Найденко O.K., Петров П.П. Амортизация судовых двигателей внутреннего сгорания. Л.: Судпромгиз, 1962. — 288 с.

73. Никитин Г.А. О некоторых особенностях течения жидкости через зазоры микронных размеров. — Гидропривод и автоматика в машиностроении: Сб. тр. ВНИИГидропривод. -М.: Машиностроение, 1966. С. 126-137.

74. Никитин М.Д., Скуридин А.А. Применение полимерных материалов в ди-зелестроении. Л.: Машиностроение, 1968. — 131 с.

75. Никифоров А.С. Вибропоглощение на судах. — Л.: Судостроение, 1979. — 184 с.

76. Новацкий В.Т. Теории упругости. М.: Мир, 1975, с. 872.

77. Обеспечение безопасных и комфортных условий труда / Л.П. Барастов, Л.Г.Маляренко (НАТИ) // Тракторы и с/х машины. 2001. - № 1. - С. 3639.

78. Общая вибрация и ее влияние на организм человека // И.Ю. Борщевский, М.Д. Емельянов, А.А. Корешков и др. М.: Медтиз, 1964. — 156 с.

79. Оптимизация параметров системы «кабина трактора на подвеске» / А.В.Победин, М.В. Ляшенко, С.В. Ренков и др. // Тракторы и с/х машины. -2000. № Ю.-С. 44-46.

80. Олимпиади Б.В. Экспериментальные исследования свободных колебаний тросовой подвески сиденья с устройством отрицательной жесткости. — Вопросы виброзащиты и вибротехники: Межвуз. сб. научн. тр. / НЭТИ. — Новосибирск, 1986.-С. 148-153.

81. Поляков В.И. и др. Расчетное прогнозирование уровней вибрации над-, строек транспортных судов // Судостроение. — 1986. № 5. — С. 7-9.

82. Поляков В.И., Бельчук Л.Г., Иванов Р.Я. Вибрационные расчеты судовых надстроек в процессе их проектирования. // Судостроение. 1984. - № 10. -С. 16-17.

83. Попков В.И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов. — Л.: Судостроение, 1974. — 224 с.

84. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний. М.: Наука, 1971, 233 с.

85. Потураев В.Н., Дырда В.П. Резиновые детали машин. — М.: Машиностроение, 1977.-216 с.

86. Панченков А.Н., Веселов П.Н. Канонические уравнения Гамльтона в исследовании вынужденных колебаний автотранспортного средства // Изв. вузов. Сер. Машиностроение. — 1997. № 4-6. — С. 76-81.

87. Применение гидроопор с динамическими гасителями в системах виброизоляции объектов от структурной вибрации и шума / Васин В.А., Лазарев С.О., Фролов В.В. и др. //Проблемы машиностр. и надежн. машин. -1998.-С. 27-32.

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

89. Петров Э.В. Определение крутящего момента, действующего на передачу машинного агрегата при его установившемся движении // Изв. вузов. Машиностроение. 1985. - № 11. — С. 31-34.

90. Потураев В Н. Резиновые и резинометаллические детали машин. — М.: Машиностроение, 1966. 299 с.

91. Прикладная механика. Учебное пособие Для вузов. /Под ред. В.М. Осец-кого. Изд. 2-е, перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1997. - 488 с.

92. Потемкин Г-А. Вибрационная защита и проблемы стандартизации, М.: . Изд-во стандартов, 1969. — 199 с.

93. Rasmussen G. Human body vibration exposure and its measurement // Technical Review. Bruel&Kjaer. 1982. № 1. - P. 3-31.

94. Perkins goes for green // Ewr. Power News. 1998. - 23, № 10. - c. 39

95. Рожков П.Г. ОАО "Барнаултрансмаш" основные направления развития // Двигателестроение. - 1998. - № 4. - С. 3 - 5, 6.

96. Рабочие процессы дизелей: Учебное пособие /Под ред. В.А. Вагнера, Н.А.Иващенко, Д.Д. Матиевского. Барнаул: изд-во АлтГТУ, 1995. — 183 с.

97. Сахаров А.Б. Эффективность виброизоляторов дизелей. // Речной транспорт. 1981.-№ 8.-С. 35-37.

98. Сахаров А.Б. Защита судовых валопроводов от крутильных колебаний. — М.: Транспорт, 1988. 117 с.

99. Скобцов Е.А., Изотов А.Д., Тузов JI.B. Методы снижения вибраций и шума дизелей. — JI. — М.: Машгиз, 1962. 191 с.

100. Селезский А.И. и др. Виброизоляция металлотканными упругими элементами на судах //Судостроение за рубежом. — 1985. № 5. - С. 44-51.

101. Скуридин А.А., Михеев Е.М. Борба с шумом и вибрацией судовых ДВС. Л.: Судостроение, 1970. - 220 с.

102. Слезкин Н.А. Динамика вязкой несжимаемой жидкости. М.: Гостехиз-дат, 1955.

103. Сахаров А.Б. Эффективность виброизоляторов дизелей //Речной транспорт.-1981.-38.-С. 35-37.

104. Снижение шума в кабине двухзвенного гусеничного трактора / В.А.Арефьев, Б.Н. Волков, А.Н. Герасимов, В.К. Микалуцкий // Вопросы оборонной техники. Сер. 15. Вып. 110 1998.

105. Самойлюк Е.П. Борьба с шумом и вибрацией в промышленности. Киев: Виша школа, 1990. — 167 с.

106. Трубин Б.И., Дроздов В.Н. Снижение вибраций и шума в сельскохозяйственных машинах. М.: Машиностроение, 1976. - 223 с.

107. Тольский В.Е. Колебания силового агрегата автомобиля. М.: Машиностроение, 1976. - 266 с.

108. Тракторные дизели: Справочник / Б.А. Взоров, А.В. Адамович, А.Г. Арабян и др.; Под общ. ред. Б.А. Взорова. М.: Машиностроение, 1981. -535 с.

109. Тенденция развития резиновых упругих элементов для подвески агрегатов тракторов: Обзор / Б.А. Кудряков, Н.А. Кузина, Т.А. Вараксина. — М.: ЦНИИТЕИтракторсельхозмаш, 1982. —41 с.

110. Турчак Л.И. Основы численных методов. М.: Наука, 1987. — С. 213225.

111. Тенденция развития конструкций упругих подвесок кабин тракторов: Обзор / В.К. Коваленко, Е.В. Власик. М.: ЦНИИТЭИтракторсельхоз-маш, 1978.

112. Тимошенко С.П., Янг Д.Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле / Пер. с англ. Л.Г. Корнейчука; Под ред. Э.И. Григолюка. — М.: Машиностроение, 1985 472 с.

113. Теория и конструкция танков. Том. 9. Динамические процессы в механических системах и агрегатах. /Под ред. П.П. Исакова. — М.: Машиностроение, 1988. 300 с.

114. Фролов К.В., Фурман Ф.А. Прикладная теория виброзащитных систем. — М.: Машиностроение, 1980.— 276 с.

115. Hayber Т. Schlenker F. Katalysatorsysteme fur EU III und IV // Automo-biltechn. Z. 1999. - Sonderasg.: Syst. Parth - C. 24, 26 - 27.

116. Химмельблау Д. Прикладное нелинейное программирование: Пер. с . англ.-М.: Мир, 1975. — 534 с.

117. Хог Э. Приклодное оптимальное проектирование. — М.: Мир, 1983. 478 с.

118. Чернов С., Капитанаки Ю. Снижение низкочастотной вибрации амортизированных двигателей // Речной флот. — 1989. № 11. — С. 34-35.

119. Червоненко А.А., Потупаев В.Н. Сравнительный анализ вибрационных машин с различными типами приводов. // Известия вузов. Машиносрое-ние. — 1964. № 9.

120. Черкунов В.Б., Чехатова Н.А., Черкунов Б.В. Виброизолирующая опора // Автомобильная промышленность. — 1997. № 8. — С. 17-18.

121. Швецов В.Г., Троян О.М. Уравновешивание машинного агрегата встроенным динамическим гасителем угловых колебаний // Расчет, констру-ир., исслед. машин, аппаратов и установок хим. пр-в. — М.: МИХМ, 1982. — С.44-48.

122. Shock and vibration handbook. New York: Mc. Craw - Hill, 1967. - 12111. P

123. Spezialdampfer fur Geladefahrzeuge // AMZ: Auto, Mot., Zubehor. 1997. — 85, № 6. — C. 65.

124. Штейнвольф Л.И. Динамические расчеты машин и механизмов. — М.: Машгиз, 1961.-339с.

125. Shimizu М. Acoustical problems in car interior structure // Journal of Society of Automotive Engineers of Japan. 1999. - 23, № 8. - P. 11-19.

126. Shuku Т., Ishihara K. The analysis of the acoustic field in irregularly shaped rooms by finite element method //Journal of Sound and Vibration. 1973. -29,1.- P. 67-76.

127. Soedel W. On dynamic respouse of rolling tires according to thin shell approximation //Journal of Sound and Vibration. 1995. - 41, № 2. - P. 233. 246.

128. Яворский Б.М., Детлаф А.А. Справочник по физике. M.: Наука, 1975. — 511c.

129. Spurr R.T. Brake squeal //oise and Vibration in Motor Vehicles. 1971. — с 95/97.-P. 13-16.

130. ГОСТ 17053.2-80. Арматура для амортизаторов корабельных АКСС М. Технические условия. - М.: Изд - во стандартов, 1980 (Изм. 1983, 1992)

131. ГОСТ 17053.1-80. Амортизаторы корабельные АКСС М. - 18 с. Технические условия. - М.: Изд - во стандартов, 1980. — 17 с. (Изм. 1983, 1992)

132. ГОСТ 12.1.012-90. Вибрационная безопасность. Общие требования М.: Изд - во стандартов, 1990 - 45 с.

133. ГОСТ 4.304-85. Аппаратура и приборы для изменения вибрации. Номенклатура показателей. М.: Изд - во стандартов, 1985. — 9 с.

134. ГОСТ 12.4.012-83. Вибрация. Средства измерения и контроля вибрации на рабочих местах. М.: Изд - во стандартов, 1983. - 6 с.

135. ГОСТ 28362-89. Вибрация и удар. Виброизолирующие устройства. М.: Изд - во стандартов, 1989. - 7 с.

136. ГОСТ 24346-80. Вибрация. Термины и определения. М.: Изд - во стандартов, 1980. - 13с.

137. ГОСТ 255710-82. Методы расчета виброизоляции рабочего места операторов самоходных машин. — М.: Изд-во стандартов, 1983. 26 с.

138. ГОСТ 11679.1-76*. Амортизаторы резинометаллические приборные. — М.: Изд-во стандартов, 1989. 23 с.