Повышение виброзащитных свойств пневматической подвески сиденья за счет применения активной системы вторичного подрессоривания

Во введении обоснована актуальность темы исследования, оценена степень
её разработанности, сформулированы цель, задачи работы и положения научной
новизны, теоретической и практической значимости, описаны методы
исследований, приведены положения, выносимые на защиту, оценена степень
достоверности результатов, а также приведена информация, касающаяся
апробации работы.
В первой главе приведены требования норм отечественных и
международных стандартов по регламентации колебаний, вибраций и шума,
описаны проблемы виброзащиты рабочего места оператора КГМ, проведен обзор
научных работ и литературных источников. Исследованиями пневматических
подвесок КГМ в разное время занимались Аверьянов Г.С., Акопян Р.А.,
Андрейчиков А.В.,Горобцов А.С.,Дьяков А.С.,Жилейкин М.М.,
Калашников Б.А., Климентьев Е.В., Котиев Г.О., Кушвид Р.П., Новиков В.В.,
Певзнер Я.М., Поздеев А.В., Равкин Г.О., Рябов И.М., Сарач Е.Б., Синев А.В.,
Фитилев Б.Н., Хамитов Р.Н., Чернышев К.В. и др. Подвескам сидений КГМ
посвященыработы,авторамикоторыхявляютсяАлабужев П.М.,
Амельченко Н.П., Артюшенко А.Д., Балабин И.В., Березин И.Я., Веселов Г.Е.,
Гальянов И.В., Говердовский В.Н., Елисеев С.В., Карцов С.К., Ким В.А.,
Корчагин П.А., Кочетов О.С., Ляшенко М.В., Нехаев В.А., Никифоров И.С.,
Николаев В.А.,Осиновский А.Л.,Пановко Г.Я.,Пилипенко В.В.,
Пилипенко М.В., Пилипенко О.В., Поливаев О.И., Рейзина Г.Н., Росляков В.П.,
Рыбак Л.А., Сазонов И.С., Фоминова О.В., Фролов К.В., Чернышев В.И.,
Deboli R., Donghong Ning, Do Xuan Phu, Haller E., Hao X.L., Huseinbegovic S., Jin-
Hee An, Kolb J., Krzyzynski T., Maciejewski I., Mayton Alan G., Meyer L., Pan G.Y.,
Stein J.G., Tanovic O., Werner U. и др. Анализ работ этих и других авторов
свидетельствует о том, что проблема создания подвесок сидений КГМ,
обеспечивающих эффективную защиту оператора во всем амплитудно-частотном
спектре эксплуатационных воздействий за счет применения активной системы
вторичного подрессоривания, в полной мере не решена. В частности, в
недостаточной степени проработаны алгоритмы управления виброзащитными
характеристиками за счет отбора энергии из колебательного контура.
Во второй главе приведены технические требования, предъявляемые к
подвескам сидений КГМ, проанализированы существующие конструкции и
технические решения, выделены основные тенденции их развития, к которым
относятся широкое применение пневматических упругих элементов и
ножничного направляющего аппарата, постепенный уход от традиционного
гашения колебаний только гидравлическим амортизатором и освоение других
типов демпфирования, в том числе воздушного, внедрение интеллектуального
электронного управления параметрами подрессоривания по активному или
полуактивному принципу, дана классификация подвесок сидений КГМ. На основе
проведенного анализа сделан вывод о том, что в недостаточной степени
проработан вопрос управления упругодемпфирующей характеристикой в
большинстве конструкций подвесок сидений известных производителей. Обзор
виброзащитных устройств с возможностью отбора энергии колебаний
инерционно-механического,гидравлического,пневматическогои
электромагнитного типов показал, что в приоритете в рассмотренных устройствах
стоит регулирование только диссипативных сил, тогда как для повышения
эффективности виброзащиты необходимо также регулирование упругих сил.
Описано запатентованное техническое решение пневматической подвески
сиденья КГМ с активной системой вторичного подрессоривания.
В третьей главе описана конструкция (рис. 1) и расчетная схема (рис. 2)
штатной подвески сиденья Р405С/КА80НТ фирмы «Sibeco» с пневматическим
упругим элементом и ножничным направляющим аппаратом, принятой в качестве
модернизируемого объекта исследований.

Рисунок 1 – Общий вид штатнойРисунок 2 – Расчетная схема штатной
подвески сиденьяподвески сиденья: 1 – подрессоренная
масса; 2 – пневматическая рессора; 3 –
гидравлический амортизатор
Уравнение динамики движения подрессоренного теламассойm
описывается формулой (1):
m ⋅ &z& = Fупр ⋅ i p ⋅ cosϕ − Fтяж − Fa ⋅ ia ⋅ sin ϕ1 − Fтр,(1)
где &z& – текущее значение ускорения подрессоренного тела, м / с 2 ; F упр – сила
упругости, Н; i p, ia – силовые передаточные числа рессоры и гидравлического
амортизатора; ϕ – текущее значение угла наклона рычага направляющего
механизма к основанию, рад; Fтяж = m ⋅ g – сила тяжести, Н; Fа – сила
сопротивления гидравлического амортизатора, Н; ϕ1 – текущее значение угла
наклона гидравлического амортизатора к основанию, рад; Fтр – сила трения, Н.
Для предлагаемой подвески сиденья (рис. 3) с активной системой
вторичного подрессоривания в математической модели был заложен алгоритм
управления электропневматическими клапанами (табл. 1), обеспечивающими
процесс обмена рабочим телом между полостью пневматической рессоры и
дополнительными объемами с целью реализации возможности отбора энергии из
колебательного контура.Этоталгоритмобеспечиваетнелинейную
упругодемпфирующую характеристику (рис. 4).

Рисунок 3 – Расчетная схема предлагаемой подвески сиденья: 1 – подрессоренная масса;
2 – пневматическая рессора; 3 – управляемые клапаны; 4,5 – дополнительные объемы
воздуха; 6 – пневмодвигатель и генератор; 7 – компрессор; 8 – распределитель
Таблица 1 – Предложенный алгоритм управления клапанами
Ход сжатия
aFp 1 = 0 ; aF 2 p = 0z& − q& ≤ 0z − q <0 aFp 1 > 0 ; aF 2 p = 0z& − q& > 0z − q < 0 ; Pp ≥ P1 aFp 1 = 0 ; aF 2 p = 0z& − q& > 0z − q <0 aFp 1 = 0 ; aF 2 p > 0z& − q& > 0z − q < 0 ; Pp ≤ P2 Ход отбоя aFp 1 = 0 ; aF 2 p = 0z& − q& ≥ 0z −q >0
aFp 1 = 0 ; aF 2 p > 0z& − q& < 0z − q > 0 ; Pp ≤ P2
aFp 1 = 0 ; aF 2 p = 0z& − q& < 0z −q >0
aFp 1 > 0 ; aF 2 p = 0z& − q& < 0z − q > 0 ; Pp ≥ P1
Примечание: Сигналы открытия/закрытия (время-сечение) клапанов aFp1 и aF2p
описываются передаточной функцией, учитывающей инерционность управляемых
процессов.
Рисунок 4 – Идеализированная упругодемпфирующая характеристика предлагаемой
подвески сиденья
Уравнение динамики вращения вала пневмодвигателя (рис. 5) определяется
выражением (2):
dω М д − M c − М н
=,(2)
dtJ
dω
где– текущее угловое ускорение вала пневмодвигателя, c −2 ; М д – движущий
dt
момент пневмодвигателя от избыточного давления воздуха между
дополнительными объемами, Н ⋅ м; M c – момент сопротивления (трения пластин
об внутреннюю поверхность корпуса статора) пневмодвигателя, Н ⋅ м; M н –
внешний нагрузочный момент генератора (рис. 6), Н ⋅ м; J – момент инерции
привода пневмодвигателя, кг ⋅ м 2 .

Рисунок 5 – Расчетная схемаРисунок 6 – Семейство кривых совместных
пневмодвигателя, используемого внагрузочных характеристик пневмодвигателя
качестве привода генератораи генератора постоянного тока
Механическая (полезная) мощность генератора, Вт, находится по формуле
(3):
Nrecup = M н ⋅ ω.(3)
В четвертой главе показаны и проанализированы результаты натурных
испытаний штатной модернизируемой подвески сиденья, а также получены
характеристики упругодемпфирующих устройств на стенде-гидропульсаторе.
Экспериментально определялся коэффициент передачи, оценивающий
виброзащитные свойства пневматической подвески сиденья (4):
σ (f)
H(f) = &z& ,
σ q&&(f)(4)
где σ &z&(f) – среднеквадратическое значение амплитуды ускорения подрессоренной
массы за время t при частоте возмущения f; σ q&&(f) – среднеквадратическое
значение амплитуды ускорения возмущения на платформе стенда, закрепленной с
основанием сиденья, за время t при частоте возмущения f.
Испытательная установка (рис. 7) включает непосредственно саму
пневматическую подвеску сиденья 3 с ножничным направляющим механизмом,
нижнюю плиту 4, соединяющую основание сиденья со штоком 5 гидроцилиндра
исполнительного устройства стенда, и закрепленную на верхней раме подвески
плиту 2 с центральной осью. На верхней плите устанавливались металлические
блины 1, имитирующие весовую нагрузку.
Мгновенные значения ускорений c точностью до 0,001g фиксировали 2
штатных датчика, входящих в комплектацию стенда (рис. 8).

Рисунок 7 – Общий видРисунок 8 – Расположение датчиков ускорений на
экспериментальной установки:экспериментальной установке
1 – металлические грузы; 2 –
верхняя плита с центральной
осью; 3 – подвеска сиденья; 4 –
нижняя плита; 5 – шток
гидропульсатора стенда
На описанной экспериментальной установке получены временные
реализации мгновенных ускорений при гармоническом возбуждении. Результаты
(рис. 9) показали хорошую сходимость с расчетными показателями
математической модели по критериям Фишера и Стьюдента. Относительное
расхождение значений коэффициента передачи H(f) не превысило 5 % в
диапазоне частот возмущений до 4 Гц.

Рисунок 9 – Коэффициент передачи пневматической подвески сиденья: 1 – расчетный; 2
– экспериментальный
В пятой главе проведен подбор значений дополнительных объемов в схеме
предлагаемого устройства с точки зрения обеспечения эффективной
виброзащиты. Так в результате получилось, что при V1,2 = 12 ⋅ V p ( V p – объем
пневматической рессоры) максимальный коэффициент передачи на резонансе
H(fr ) не превышает 1,5 (предельное нормируемое значение для сидений машин
всех спектральных классов вибрационного воздействия согласно ГОСТ 31316-
2006).
В ходе рассмотрения результатов имитации динамики устройства (рис. 10,
11 и 12) при гармоническом возмущении выяснено, что размахи абсолютных
перемещений и ускорений массы, подрессоренной предлагаемой подвеской
сиденья, зависят от длительности переходного и установившегося режимов
работы пневматического привода. Если привод стабильно выполняет полезную
работу в определенном рассматриваемом промежутке времени, то указанные
размахи снижаются. Критериями устойчивого и стабильного отбора энергии
колебаний во времени являются динамический ход подвески, частота колебаний и
задержка срабатывания клапанов. Чем больше динамический ход и частота
колебаний и меньше время задержки срабатывания клапанов, тем лучше процесс
отбора энергии и виброзащитные свойства подвески. С ростом частоты
возмущений уменьшается время, необходимое на запуск генератора. Так на
частоте 1,4 Гц время для запуска генератора составило 3,81 с, на частоте 1,6 Гц –
3,66 с, на частоте 2 Гц – 3,26 с, на частоте 4 Гц – 2,5 с, на частоте 6 Гц – 2,12 с.
Верхним пределом работы предлагаемого устройства является частота
возмущения 10 Гц. Возмущения с частотой выше указанного предела
характеризуются неустойчивой совместной работой подвески, клапанов и
генератора. При этом известно, что на частотный диапазон до 10 Гц приходится
до 80…90 % от всей энергии вертикальных возмущений, передаваемых от рамы
на кабину КГМ.

Рисунок 10 – Осциллограммы абсолютных перемещений массы, подрессоренной
штатной и предлагаемой подвесками сиденья, полученные при имитации воздействия
гармонического сигнала с частотой 2 Гц

Рисунок 11 – Осциллограммы абсолютных ускорений массы, подрессоренной штатной и
предлагаемой подвесками сиденья, полученные при имитации воздействия
гармонического сигнала с частотой 2 Гц
Рисунок 12 – Осциллограммы рабочего процесса отбора энергии колебаний,
полученные при имитации воздействия гармонического сигнала с частотой 2 Гц: а)
Pp(t), P1(t) и P2(t) – значения давлений воздуха в полостях рессоры и дополнительных
объемов; dmp1(t) и dm2p(t) – сигналы включения/отключения управляемых клапанов; б)
Nrecup(t) – полезная мощность генератора; t0, tн, tу – промежутки времени до запуска
привода генератора, неустановившегося и установившегося режимов работы привода
Построены и проанализированы сравнительные спектры (рис. 13)
абсолютных вертикальных ускорений при воздействии случайного сигнала,
полученного при натурных измерениях на колесном тракторе К-744Р1.
Рисунок 13 – Сравнительные спектры абсолютных вертикальных ускорений пола
кабины и массы, подрессоренной серийной (трактор К-744Р1), штатной и предлагаемой
подвесками сиденья
Как показало моделирование, при реальном эксплуатационном возмущении
пола кабины (рис. 13) вертикальные ускорения в результате применения
предлагаемой подвески сиденья с активной системой вторичного
подрессоривания уменьшились в третьоктавной полосе со среднегеометрической
частотой 2 Гц на 27 %. В других полосах со среднегеометрическими частотами
уменьшение составило: 2,5 Гц – 63 %, 3,15 Гц – 59 %, 4 Гц – 64 %, 5 Гц – 85 %, 6,3
Гц – 70 %, 8 Гц – 93 %, 10 Гц – 94 % и т.д. По интегральным значениям
корректированных по частоте вертикальных виброускорений предлагаемая
подвеска сиденья дала лучший результат (0,17 м / с ) по сравнению с серийной
подвеской сиденья трактора К-744Р1 (0,573 м / с ) и штатной пневматической
подвеской сиденья фирмы «Sibeco» (0,498 м / с ).
Проведена оценка влияния электрической нагрузки в цепи генератора и
момента инерции привода на виброзащитные и рекуперативные свойства
предлагаемого устройства, а также осуществлен сравнительный анализ
реализацийразличныхалгоритмовуправленияупругодемпфирующей
характеристикой активной пневматической системы вторичного подрессоривания
сиденья. Наиболее эффективным с точки зрения обеспечения виброзащиты и
отбора полезной энергии оказался вариант с предлагаемым алгоритмом
управления (табл. 1) электропневматическими клапанами.
Расчеты показали, что величина дополнительной полезной (отбираемой)
мощности зависит от характера и параметров возмущений. Так для сиденья
оператора диапазон максимальных значений средней генерируемой мощности
составил 0,662…1,547 Вт.
Выполнена оценка средней генерируемой мощности в пневматической
подвеске автомобиля с аналогичной предлагаемой активной системой
подрессоривания методом масштабирования параметров. Получен диапазон
значений, равный 77…376 Вт. Это составляет до 45 % от мощности штатного
генератора постоянного тока.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
1. На основе анализа известных технических решений систем вторичного
подрессоривания, используемых в сиденьях современных КГМ, предложена
пневматическая система подрессоривания с управляемым отбором энергии из
колебательного контура, как обладающая возможностями для улучшения
виброзащитных свойств.
2. Разработана математическая модель пневматической подвески сиденья
КГМ с активной управляемой системой вторичного подрессоривания,
позволяющая оценивать на различных режимах внешних возмущений
виброзащитные свойства с учетом управляемого отбора энергии из
колебательного контура.
3. Проведены стендовые испытания пневматической подвески сиденья,
результаты которых подтвердили адекватность математической модели по
критериям Фишера и Стьюдента.
4. С помощью разработанной математической модели выполнены
теоретические исследования влияния управляемого отбора энергии на
виброзащитные свойства предлагаемой пневматической подвески сиденья и
определены параметры основных элементов системы, при которых достигается
высокая эффективность виброзащиты рабочего места оператора КГМ.
5. Проведено сравнение алгоритмов управления упругодемпфирующей
характеристикой разработанной пневматической подвески сиденья оператора
КГМ и обоснован выбор предлагаемого алгоритма, обеспечивающего наиболее
эффективную виброзащиту за счет отбора энергии из колебательного контура.
При случайном возмущении по интегральным значениям корректированных по
частоте вертикальных виброускорений предлагаемая подвеска сиденья дала
лучший результат (0,17 м / с ) по сравнению с серийной подвеской сиденья
трактора К-744Р1 (0,573 м / с ) и штатной пневматической подвеской сиденья
фирмы «Sibeco» (0,498м / с ) в спектральном диапазоне частот
эксплуатационных воздействий.