j-. см/с V, см/с

S, мм

0,2! 0,22

0,20

0.18

0,16

0,12 0,10

0,06

O.Oi

0,02

1,5 дБ, по скорости 0,1 -1,3 дБ, по перемещению - 0,1-1,0 дБ). Зависимость общих уровней вибрации рамы трактора от частоты вращения также имеет прямолинейный характер. Увеличение частоты вращения на каждые 100 об/мин вызывает повышение общих уровней вибраций в среднем на 0,6 дБ (по ускорению на 0,1-1,0 дБ, но скорости на 0,1-0,9 дБ, по перемещению наО,1-0,7 дБ).

При исследовании вибрации двигателя широко используются ие только запись изменения вибрации по амплитудным значениям, но и спектральные характеристики, т. е. распределение амплитуд вибраций в зависимости от их частотного состава. Спектральные характеристики позволяют установить источники вибраций и наметить пути их снижения.

При установке двигателя на упругие опоры необходимо проанализировать влияние на его перемещения, скорости н ускорение колеблющегося остова. Частота колебаний остова трактора обычно ниже частоты изменения сил инерции двигателя и ие превышает 5-6 Гц. При этом она может быть достаточно низкой 1-2 Гц. Частоты собственных колебаний иодвески двигателя должны быть выше не менее, чем в 2-3 раза максимальной частоты воздействия со стороны остова трактора. В противном случае возможны резонансные режимы, при которых возникают существенные колебания двигателя относительно рамы трактора, что недопустимо.

Экспериментальные исследования, проведенные Е. А. Григорьевым в полевых условиях, показали, что максимальные амплитуды колебаний двигателя относительно остова трактора имеют место при движении трактора по стерне поперек борозд и достигают 0,75 мм, что значительно выше вибросмещения от неуравновешенных сил инерции двигателя. Скорости и ускорения остова двигателя при движении мало отличаются от значений, полученных в стационарных условиях.

Таким образом, принципиальный подход к выбору упругих характеристик подвески состоит в том, чтобы выбрать частоты собственных колебаний двигателя на подвеске внутри диапазона частот воздействий со стороны остова трактора при движении по неровностям (нижняя граница) и со стороны двигателя от его неуравновешенных сил и моментов (верхняя граница). При этом указанный диапазон частот должен быть достаточно большим, чтобы виброизоляция была эффективной. . При выборе амортизаторов тракторного двигателя следует стремиться обеспечить несвязанность форм собственных колебаний двигателя на подвеске. Связанность собственных колебаний приводит к тому, что низшая частота уменьшается, а высшая увеличивается по сравнению с частотами несвязанных колебаний. Таким-образом, диапазон возможных резонансных режимов в связанных системах оказывается шире, чем в несвязанных. При этом трудно выбрать частоты подвески

70 78 86 Ои 102 Г!0/,д6

I 1 II

9S 101 112 120 128 136 v,a6

120 128 156 HI 152 160s,a6

Рис. 17.3. Соотношения между уровнями ускорений /, скоростей v и перемещений s (в дБ) и в абсолютных единицах (см/с, см/с, мм)

Рис. 17.4. Схема для расчета частот ствеиных колебаний

соб-i

двигателя такими, чтобы их величина была достаточно высока по сравнению с частотой воздействия со стороны рамы трактора и достаточно низка по сравнению с частотой воздействия со стороны неуравновешенных сил и моментов двигателя. В общем случае двигатель иа подвеске представляет собой систему с шестью степенями свободы и, следовательно, имеет шесть частот собственных колебаний. Если обеспечить несвязанность колебаний всех шести форм не удается, то следует так выбирать места расположения и величину амортизаторов, чтобы обеспечить несвязанность колебаний в наиравлении действия основных возмущающих факторов. В других направлениях связанность колебаний должна быть минимальной, т. е. увеличение интервала между частотами собственных колебаний должно быть минимальным.

Расчет частот собственных колебаний виброизолированного объекта. Частоты собственных колебаний являются основной характеристикой, которая определяет эффективность виброизоляции.

В общем случае, как уже указывалось, двигатель или кабина трактора как твердое тело, установленное на упругие опоры, имеет шесть степеней свободы и частоты собственных колебаний определяются из решения системы шести уравнений.

Обычно эти узлы имеют как минимум одну плоскость симметрии, как правило, вертикальную, параллельную продольной оси трактора. В этом случае частотные уравнения имеют вид:

+ 1(0* + Asi + Лз = 0; соб + jSito* + В,а + Вз = 0.

(17.1) (17.2)

Корни уравнения (17.1) определяют частоты собственных колебаний при движении в плоскости XOY, т. е. вдоль оси Л и F и вокруг оси Z (рис. 17.4).

Корни уравнения (17.2) определяют частоты колебаний при движении вдоль оси Z и повороте вокруг осей X w Y.

В уравнениях (17.1) и (17.2) обозначено:

Лх = + + al;

Лз = со?со + <й\<4 + й з - {Н\2) (Из14) ; Лз = wfcoM- toning- (4.Ы4,

0, = 0)2 + м2 + и; = + ч>\4 + (44 - {НН) -

- (ii7i8) - (иэМ;

здесь

Zп

. 2 £=1 i=l

. 5=--7--:-

2 i=l

ft5 =

S YnXn

t=\

i=\

ft2 =

5j Упхп t=l

(l4 =

2j Хпуп

fl7 =

i=\

\6 =

2j 2nVn

; Ho =

где M, J - масса и момент инерции тела относительно соответствующих осей.

Коэффициенты (Oi - е имеют определенный физический смысл. Они определяют соответственно частоты собственных независимых колебаний (т. е. при отсутствии связи) в направлениях вертикальном, продольном при продольной качке; поперечном - при рыскании, боковой качке. Коэффициенты [.ц - /.(щ характеризуют связь между колебаниями. Отрезки lyu, Ixn, zn в зависимости от направления по отношению к осям координат имеют разные знаки.

Для решения уравнения (17.1) сделаем подстановку:

м2 = Я,; = и -

получим

Sx=-

А. 4

\ AiAj Аз

?1 = -27--

3 9 Корни уравнения (17.4) имеют вид:

%= + 2jAsrcos- ;

Й2 = ±2К5со5(бО°--1-) ;

U3=± icos(60°-f--).

Верхние знаки соответствуют положительному значению q, нижние - отрицательному. Угол у определяется формулой

где всегда берется положительным.

Теперь частоты колебаний (Гц) будут равны

ft = А -

К =1,2, 3.

Корни уравнения (17.2) определяются аналогично, по тем же формулам, в которых следует заменить коэффициенты Ai на коэффициенты В (к = 1,2, 3).

Определение жесткости виброизоляторов и момента инерции двигателя. Для подсчета частот собственных колебаний необходимо знать жесткость упругих элементов, массу и моменты инерции двигателя (кабины) относительно осей X, Y, Z.

Жесткость одного виброизолятора определяют экспериментально, причем упругую подвеску всего объекта представляют как набор из известных упругих элементов. Определение жесткости упругого элемента сводится к определению зависимости между приложенной к упругому элементу силой Р и полученной при этом деформацией /. Тангенс угла наклона касательной к кривой Р = Р (f) в точке, соответствующей статической нагрузке на виброизолятор, определяет жесткость упругого элемента.

Для определения моментов инерции двигателя Jх, JY, Jz> проходящих через его центр тяжести, применяют следующий способ.

Двигатель весом Q подвешивают иа двух гибких параллельных тросах и затем приводится в колебательное движение поворотом вокруг вертикальной оси на некоторый малый угол. Период крутильных колебаний двигателя

где т - время, в течение которого происходит п колебаний.

Радиус инерции двигателя

где размеры R и С показаны иа рис. 17.5; Tj - период колебаний математического маятника: Ti =

(здесь l - длина маятника; g - уско-

Рис. 17.5. Схема к определению моментов инерции двигателя

рение свободного падения). Момент инерции двигателя

J = Мр,

где М - масса двигателя.

Центр тяжести двигателя определяется при помощи динамометров, включенных в гибкие тросы. Если обозначить и натяжения первого и второго тросов, то смещение центра тяжести относительно середины между нитями равно

2 -1

Подобным же образом определяются моменты инерции двигателя относительно двух других осей.

17.2. ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ КАБИНЫ

Примером пассивной виброизоляции является получившая в последнее время на тракторах установка кабины на упругие виброизоляторы. Необходимость упругой установки кабины трактора вызвана наличием сильной вибрации иола и стенок кабины, приводящей к их поломкам и ухудшению условий работы.

При выборе параметров виброизоляции кабины необходимо в первую очередь оценить частотный состав колебаний со стороны рамы трактора.

Рама трактора имеет сложный спектр колебаний, состоящий из колебаний из-за неуравновешенности сил инерции двигателя, колебаний, возникающих от карданной передачи, от пересопряжения зубьев в трансмиссии, от иересопряжения ведущей звездочки с гусеничной цепью и колебаний рамы при движении трактора по неровностям.

В соответствии с общими положениями теории виброизоляции необходимо так выбрать частоты собственных колебаний кабины, что бы они были не менее чем в 2 раза ниже наименьшей частоты воздействия. Расчеты показывают, что наименьшей частотой из рассмотренного выше спектра является частота колебаний рамы от неровностей почвы. Она находится в пределах 2-4 Гц. Осуществить виброизоляцию при частоте собственных колебаний кабины ниже 2 Гц технически сложно. Поэтому необходимо выбрать такую частоту собственных колебаний, при которой не было бы усиления колебаний на частотах 2-4 Гц, а виброизоляцию осуществить по отношению к следующей в ряду частот воздействий по вели-

чине частоте - частоте пересопряжения цевочного зацепления гусеницы с ведущей звездочкой. Частота (Гц) воздействия от звездочки

где пз - .частота вращения ведущего колеса, об/мии; г - число зубьев ведущего колеса.

Следовательно, высшая частота собственных колебаний подвески кабины не должна превышать

С другой стороны, низшая частота собственных колебаний подвески-должна быть как минимум в 1,5 раза выше частоты воздействия со стороны остова трактора: /к. н5а l5/о.

Поскольку диапазон частот, в котором следует выбирать частоту собственных колебаний кабины, обычно не широк, следует конструировать подвеску таким образом, чтобы колебания были несвязанными.

Кабина выполняется, как правило, симметричной относительно продольной оси симметрии трактора, и колебания вдоль этой оси из-за малых возмущений не возникают. В этом случае частоты собственных колебаний определяют по формуле

У±- [(4+1) - 4Г+411x2

Для несвязанности колебаний необходимо, чтобы Hi = = О-Тогда

Дальнейшее сужение области частот возможно при Vi=V2=M2- з-

Пример Рассчитать диапазон частот собственных колебаний виброизоляции кабины трактора Т-150. Частота возмущений от остова Гц. Минимальная частота на первой передаче от иересопряжения зубьев ведущего колеса = 12,5 Гц.

Частота собственных колебаний кабины должна быть не выше

= зтш JM- = 8,9 Гц. Гк. в уг Y2

Минимальное значение частоты собственных колебаний кабины равно

к. =

В конструкции кабины трактора значения f находятся в этих пределах.

Эксперименты, проведенные на ХТЗ, показали, что в спектре колебаний кабины практически отсутствуют частоты, соответствующие пересопряжению зубьев.

Виброизоляторы кабины, выполненные в виде резиновых блоков, обеспечивают достаточную долговечность.

Динамические напряжения сдвига в резине амортизаторов не превышают 1,6 кгс/см, что вполне допустимо.

Вибрация приборной панели, органов управления. По данным ВИМ виора-ция панелей в кабинах тракторов Т-150 и Т-150К по ускорениям достигает и- 82 дБ. Вибрация органов управления иа этих тракторах приведена в таОл. i/.i.