Повышение чувствительности гидроприводов с регулируемыми аксиально-плунжерными насосами тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.02, кандидат наук Черняков, Алексей Александрович

• Черняков, Алексей Александрович
• кандидат наук
• 2014

Оглавление диссертации кандидат наук Черняков, Алексей Александрович

СОДЕРЖАНИЕ

Перечень основных обозначений, индексов, сокращений

Введение

Глава 1. Факторы, определяющие величину зоны нечувствительности статической скоростной характеристики гидропривода с аксиально-плунжерными насосами. Анализ конструкций гидроприводов и методов их исследования

1.1. Анализ конструкций гидроприводов. Выявление факторов, определяющих зону нечувствительности

1.2. Обзор исследований по объемным потерям аксиально-плунжерных гидромашин

1.3. Обзор исследований по расчетам нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерных насосов

1.4. Механизмы управления аксиально-плунжерными насосами переменной производительности, применяемые в электрогидравлическом следящем приводе (ЭГСП)

1.5. Выводы к главе 1 и постановка задачи исследования

Глава 2. Математические и имитационные модели гидропривода и его элементов

2.1. Схема ЭГСП с аксиально-плунжерным насосом

2.2. Анализ потоков рабочей жидкости силовой части гидропривода

2.3. Имитационные модели гидромашин, гидропередачи и ЭГСП

в целом

2.4. Моделирование объемных потерь

2.4.1. Утечки по распределителю и сферической заделке поршня

2.4.2. Утечки по гидростатической опоре

2.4.3. Потери подачи насоса от сжимаемости рабочей жидкости в его рабочих камерах

2.5. Модель нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерного насоса

2.6. Механизмы управления (МУ) аксиально-плунжерными насосами

2.6.1. Конструкции МУ

2.6.2. Требования к МУ насосами переменной производительности

2.7. Математическая и имитационная модели механизма управления

2.8. Выводы к главе 2

Глава 3. Исследование влияния конструктивных и режимных параметров гидропривода на зону нечувствительности при различных режимах работы, определение мер по уменьшению этой зоны

3.1. Исследование влияния давления подпитки на зону нечувствительности гидропривода

3.2. Экспериментальные исследования объемных потерь аксиально-плунжерного насоса

3.2.1. Экспериментальное исследование утечек в паре «поршень-цилиндр»

3.2.2. Экспериментальное исследование влияния на объемные потери «мертвого объема» поршневой камеры

3.2.3. Анализ результатов математического моделирования и экспериментальных исследований объемных потерь

3.3. Исследование нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерного насоса

3.4. Обобщение результатов моделирования нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерного насоса

3.5. Заключения и выводы к главе 3

Глава 4. Установка насосная с аксиально-плунжерными насосами: обобщение результатов исследования зоны нечувствительности, моделирование и экспериментальные исследования ЭГСП

4.1. Обоснование конструкции установки насосной для ЭГСП

4.2. Конструкция установки насосной для ЭГСП

4.3. Принцип работы установки насосной

4.4. Результаты экспериментальных исследований и математического моделирования ЭГСП

Заключение

Список использованной литературы

Приложение А. Элементы имитационной модели поршневой камеры

Приложение Б. Укрупненная структурная схема модели насоса с 9-ю

поршнями

Приложение В. Элементы имитационной модели механизма управления

насосом

Приложение Г. Патент на изобретение №2436994 от 24.08.2010г.

«Аксиально-поршневой насос переменной производительности»

Акты об использовании результатов работы

ПЕРЕЧЕНЬ ОСНОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ, ИНДЕКСОВ, СОКРАЩЕНИЙ Основные обозначения:

Qн — подача насоса; Qш - расход гидромотора;

(2пери - расход, дросселирующий из полости высокого давления в полость низкого давления насоса;

бпергм - расход, дросселирующий из полости высокого давления в полость низкого

давления гидромотора;

Qym—расход утечек насоса;

бутгм - расход утечек гидромотора;

Qcж—деформационный расход;

бподп - подача подпитки;

кпер - коэффициент перетечек;

кур - коэффициент утечек;

У\, У г ~ объемы магистралей с учетом внутреннего объема насоса и гидромотора; Е(р) - модуль объемной упругости жидкости;

£?сжтр — деформационный расход сжатия в магистральных трубопроводах;

()сжн - деформационный расход сжатия в полостях насоса;

бсжгм ~~ деформационный расход сжатия в полостях гидромотора;

Мш - момент нагрузки на валу гидромотора;

рпр - давление на подпиточном клапане от усилия пружины;

сон - угловая скорость вала насоса;

р\ - давление в 1-й гидролинии;

Р2—давление во 2-й гидролинии;

Аюдп - давление подпитки;

Я - параметр регулирования;

/з.н._ минимальное значение величины зоны нечувствительности;

Ун - значение величины угла наклона органа регулирования насоса; (2Р - утечки по распределителю;

бсф - утечки по сфере поршня;

вп ~ утечки по поршню;

Опят~ утечки по пяте;

«о - угол разворота распределителя;

пн- частота вращения вала насоса;

Мвд - момент от сил давления;

Мни - момент от неточности изготовления;

Мин - момент инерции;

Мшн - динамический момент инерции регулирующего органа;

Мхр - момент от усилий активного сопротивления;

М:Р, - среднее значение момента на органе регулирования от давления;

М[ - мгновенное значение момента;

Мр - суммарное значение момента на органе регулирования; Т7; - сила от давления в поршневой камере; р-1 - давление в поршневой камере насоса; /п - площадь поршня;

Мтрд- момент трения пят о наклонный диск;

•Л^трсф - момент трения сферических головок поршней о сферы пят; М.рП - трение в подшипниках регулирующего органа; Мгрцу ~ момент трения цилиндра управления гидроусилителя; Руь Ру2 ~ давление в полостях цилиндра управления гидроусилителя; Упцу — площадь поршня цилиндра гидроусилителя; 1¥о- «мертвый» объем; ОС | — 0.4 — фазовые углы распределителя;

¡3- угол в плоскости, перпендикулярной плоскости наклона органа регулирования;

пдв- частота вращения приводного двигателя;

уч- угол наклона органа регулирования насоса, определяющий «чувствительность»; Ужт- угол наклона органа регулирования насоса, определяющий «жесткость».

Основные индексы, сокращения:

н - насос;

гм - гидромотор;

пер - перетечки;

подп - подпитка;

ут - утечки;

сж - сжатие;

тр - трубопровод;

пр - пружина;

откр - открытие;

з.н. - зона нечувствительности;

п - поршень;

сф - сфера поршня;

пят - пята;

ид - индикаторная диаграмма;

гл - гидролиния;

ни - неточность изготовления;

ин - инерция;

тр - трение;

во - объем воздуха;

ж - жидкость;

жт - жесткость;

ч - чувствительность;

ап - аксиально-поршневой;

апл - аксиально-плунжерный;

др - дроссель;

дв - двигатель;

пит - питание;

сл - слив;

ос - обратная связь; упр - управление.

ЭГСП - электрогидравлический следящий привод;

МУ - механизм управления;

ЭМП - электромагнитный преобразователь;

ЭГУ - электрогидравлический усилитель;

УН — установка насосная;

ЭД - электродвигатель;

КП - предохранительный клапан;

КО - обратный клапан;

ВН - вертикальное наведение;

ГН - горизонтальное наведение;

ГСО — гидростатическая опора;

ЦУ - цилиндр управления.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Повышение чувствительности гидроприводов с регулируемыми аксиально-плунжерными насосами»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность работы. Гидроприводы с аксиально-плунжерными регулируемыми насосами (по принятой терминологии: аксиально-поршневыми с наклонным диском) широко распространены в различных гидрофицированных машинах строительно-дорожной техники, станочной гидравлики и др., а также в военной технике.

В следящих системах гидроприводы с регулируемыми аксиально-плунжерными насосами, по сравнению с гидроприводами, в состав которых входят аксиально-поршневые насосы с наклонным блоком, имеют ограниченное применение, так как аксиально-плунжерные насосы не обладают достаточной чувствительностью к управляющему сигналу и, в частности, имеют относительно большую зону нечувствительности статической характеристики подачи «в нуле». Это сказывается на точности систем, в которые они входят. Однако эти насосы имеют другие достоинства перед аналогичными машинами: имеют меньшие габариты и вес, удобство компоновки, большую удельную мощность и др., поэтому повышение их чувствительности к управляющему воздействию является актуальной задачей, так как приведет к расширению области применения гидроприводов с аксиально-плунжерными насосами.

Цель работы. Целью работы является повышение эффективности работы гидропривода за счет сокращения до рационального значения зоны нечувствительности на основе исследований влияния на нее конструктивных и эксплуатационных параметров гидропривода и его элементов.

Для достижения указанной цели необходимо решить следующие задачи:

- провести анализ существующих гидроприводов с точки зрения выявления факторов, определяющих величину зоны нечувствительности;

- разработать математические и имитационные модели насоса и гидропривода, отражающие различные режимы работы привода;

- выявить влияние конструктивных и режимных параметров

гидропривода на зону нечувствительности при различных режимах работы, определить меры по уменьшению этой зоны;

- разработать элементы методики выбора параметров гидропривода, обеспечивающих наименьшую зону нечувствительности;

- предложить конструкцию насоса, позволяющую реализовать наименьшую величину зоны нечувствительности.

Методы исследования. Для решения поставленной научной задачи использованы аналитические методы, методы цифрового моделирования, методы расчета и анализа теории автоматического регулирования и управления, натурные и вычислительные эксперименты, методы обработки данных.

Основные положения и разработки, защищаемые автором.

1. Результаты анализа и исследования влияния конструктивных и режимных параметров гидропривода и его элементов на величину зоны нечувствительности.

2. Математические и имитационные модели для исследования и проектирования гидроприводов с аксиально-плунжерными насосами.

3. Обоснование технических решений, направленных на уменьшение зоны нечувствительности.

4. Конструкция насосной установки и ее обоснование.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Выявлены основные конструктивные и режимные параметры гидропривода и его элементов, влияющие на величину зоны нечувствительности.

2. Выявлена зависимость для минимальной величины зоны нечувствительности характеристики регулирования подачи аксиально-плунжерного насоса исследуемого гидропривода.

3. На основе комплекса разработанных имитационных моделей предложены новые элементы методики проектирования и исследования гидроприводов с аксиально-плунжерными насосами.

4. Разработана конструкция насосной установки из аксиально-плунжерных

насосов для двухосевого гидропривода, обеспечивающая максимальную чувствительность на различных режимах работы.

Практическая ценность диссертационной работы состоит в следующем:

1. Исследованы зависимости зоны нечувствительности характеристики регулирования подачи аксиально-плунжерного насоса от конструктивных и режимных параметров, что позволило разработать предложения по её уменьшению.

2. Для аксиально-плунжерных насосов современных гидроприводов получены данные по составляющим потокам объемных потерь. С учетом данных усовершенствована конструкция насоса и насосной установки.

3. Разработаны элементы методики проектирования и исследования гидроприводов с насосными установками из аксиально-плунжерных насосов.

4. Разработана конструкция насосной установки из аксиально-плунжерных насосов для применения её в составе следящего гидропривода (получен патент).

Реализация результатов работы.

Результаты данной работы получили следующую реализацию:

1. Разработанная тандемная насосная установка внедрена в составе следящего гидропривода в изделие «АК-176МА». Документации присвоена литера «О1».

2. Разработанные элементы методики проектирования насосов используются в ОАО «СКБ ПА».

3. Разработки диссертационной работы используются в учебном процессе кафедры Гидропневмоавтоматики и гидропривода КГТА им. В.А.Дегтярева.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались на

- Всероссийской научно-технической конференции «Гидромашины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика», г.Москва, МГТУ

им. Н.Э. Баумана, 2009 г.;

- V Всероссийской конференции аспирантов и молодых ученых

«Вооружение. Технология. Безопасность. Управление» с международным участием, г.Ковров, КГТА им. В.А. Дегтярева, 2010 г.

- VI Всероссийской конференции аспирантов и молодых ученых «Вооружение. Технология. Безопасность. Управление», г.Ковров, КГТА им. В.А. Дегтярева, 2012 г.

- Технических семинарах кафедры ГПА и ГП, КГТА

им. В.А. Дегтярева (г.Ковров), НТС предприятий ОАО «СКБ ПА» (г.Ковров) и ОАО «КЭМЗ» (г.Ковров).

Публикации. По материалам диссертационных исследований опубликовано 15 работ: 8 статей в журналах, в том числе 3 во входящих в перечень утвержденных ВАК РФ, 2 учебных пособия, получен патент на изобретение №2436994 от 24.08.2010г. «Аксиально-поршневой насос переменной производительности», автор: Черняков А.А.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка использованных литературных источников, приложений. Общий объем включает 140 страниц, 58 рисунков, 9 таблиц, список литературы из 84 источников, 10 страниц приложений на 10 страницах машинописного текста. Приложения содержат структурные схемы моделей насоса, механизма управления, патент на изобретение и два акта внедрения результатов исследования.

Глава 1. Факторы, определяющие величину зоны нечувствительности статической скоростной характеристики гидропривода с аксиально-плунжерными насосами. Анализ конструкций гидроприводов и методов их исследования.

В главе 1 проведен анализ конструкций гидроприводов машин и методов их исследования с целью оценки величины зоны нечувствительности. Также рассмотрены работы, посвященные исследованию факторов, определяющих величину зоны нечувствительности и влияющих на основные статические характеристики гидропривода с аксиально-плунжерными насосами, в частности, на характеристику подачи насоса и зону нечувствительности этой характеристики: объемные потери гидромашин привода, нагрузки механизмов управления (далее по тексту - МУ) регулируемых насосов, характеристики механизмов управления.

Эти вопросы наиболее актуальны в ЭГСП стабилизации различных инерционных объектов, требующих высоких точностей при отработке входных сигналов управления. Качество регулирования силовой части ЭГСП напрямую зависит от характеристик применяемых гидромашин. Объемные потери определяются конструкцией, увеличивают время реакции привода на управляющий сигнал, уменьшают чувствительность и точность привода. Нагрузки на органе регулирования насоса, как и характеристики МУ, зависят от рабочих процессов, происходящих в приводе. Исследование этих факторов, установление связи между ними позволяет улучшить качество регулирования ЭГСП.

1.1. Анализ конструкций гидроприводов. Выявление факторов, определяющих зону нечувствительности ЭГСП.

Анализ конструкций гидроприводов. Гидроприводы различных машин наиболее часто представляют собой гидроприводы дроссельного и объемного регулирования. Гидроприводы дроссельного регулирования, в сравнении с приводами иных типов, отличаются простотой конструкции, а главное, высоким быстродействием, чувствительностью и большой полосой

пропускания до 20Гц. Однако низкий КПД дроссельных гидроприводов (0.3...0.5), большой нагрев рабочей жидкости при дросселировании, нежесткость механических характеристик определили их область применения в ЭГСП мощностью не более 5кВт [1,3].

В гидроприводе объемного регулирования изменение скорости исполнительного двигателя осуществляется изменением объема насоса и реже-объема гидродвигателя. Гидроприводы объемного регулирования обладают высоким КПД (0.7...0.8), жесткой механической характеристикой, большим диапазоном регулирования и др. К недостаткам следует отнести более сложную конструкцию и меньшее быстродействие в сравнении с приводами с дроссельным регулированием. Гидроприводы объемного регулирования применяются в ЭГСП мощностью 5...100кВт [1, 3].

Среди схем гидроприводов объемного регулирования, применяемых в

ЭГСП, наиболее распространена схема «регулируемый насос - нерегулируемый гидромотор». Это объясняется тем, что при постоянно нагруженном гидромоторе — инерционность объекта регулирования, трение, внешние возмущающие моменты и др., обеспечение скорости во всем диапазоне регулирования от минимальной до максимальной, быстродействия и чувствительности гидропривода возможно при наличии максимального полезного крутящего момента на валу гидромотора, который обеспечивается при применении нерегулируемой гидромашины с постоянным максимальным рабочим объемом.

Наибольшее распространение в ЭГСП получили насосы и гидромоторы .аксиально-поршневого типа с двойным несиловым карданом [3]. Гидромоторы с двойным несиловым карданом широко применяются в ЭГСП в качестве исполнительных двигателей благодаря большой добротности по крутящему моменту, минимальным устойчивым оборотам и высоким статическим характеристикам. Насосы с двойным несиловым карданом обладают высоким объемным КПД, большой чувствительностью (коэффициент «чувствительности» кап==уч/уггшх=0.01, коэффициент «жесткости» кап=Уж/Ушах=0.06), стабильностью

характеристик во всем диапазоне температур рабочей жидкости. Однако этим насосам присущи недостатки в сравнении с аксиально-плунжерными насосами: большой удельный вес, низкое быстродействие, неудобство компоновки из-за конструктивных особенностей насоса.

Аксиально-плунжерные насосы не обладают достаточной чувствительностью к управляющему сигналу (коэффициент «чувствительности» капл=уч/угшх=0.052, коэффициент «жесткости» капл=7Ж1/утах=0.1) и, в частности, имеют относительно большую зону нечувствительности статической характеристики подачи «в нуле». Это сказывается на точности систем, в которых они применяются. Однако эти насосы имеют другие достоинства: меньшие габариты и удельный вес, удобство компоновки, большую удельную мощность и др., поэтому повышение их чувствительности к управляющему воздействию является актуальной задачей, что приведет к расширению области применения гидроприводов с аксиально-плунжерными насосами.

Из методов исследования ЭГСП наиболее распространены аналитические методы, методы цифрового моделирования, методы расчета и анализа теории автоматического регулирования и управления, натурные и вычислительные эксперименты, методы обработки данных [3].

Выявление факторов, определяющих зону нечувствительности ЭГСП.

При некоторой малой величине рабочего объёма насоса вращение вала нагруженного гидромотора может не происходить вследствие перетекания жидкости из рабочих полостей насоса и гидромотора в нерабочие, а также из-за утечек её в корпуса гидромашин, а затем в бак [1]. Это наступает при такой величине рабочего объёма насоса, при которой подача насоса будет равна утечкам жидкости через зазоры элементов гидропривода при данном давлении. Таким образом, гидропривод будет иметь зону нечувствительности в этом положении регулирующего органа насоса, при проходе которой гидромотор не будет вращаться.

Наибольшее влияние на зону нечувствительности гидропривода оказывают нагрузки, силы трения и сопротивления, люфты, герметичность элементов гидропривода, температура и вязкость рабочей жидкости. Следует также отметить люфты в механических звеньях, жесткость механических звеньев, облитерацию и др. [1].

Как следует из обзора работ [3], в режиме холостого хода, когда перепад давления в гидропередаче близок к нулю, скоростная характеристика контура «насос - мотор» от угла перемещения люльки насоса до скорости вращения вала мотора исследователями принимается линейной, проходящей через начало координат. Но этот вопрос теоретически мало изучен.

При нагрузке другая картина: при нагружении мотора и соответственно повышении давления в скоростной характеристике появляется в результате утечек зона нечувствительности, характеризуемая для аксиально-поршневых гидромашин углами ±Ау, в пределах которых изменение параметра регулирования насоса не сопровождается вращением вала гидромотора. Однако частота вращения вала гидромотора задолго до полной остановки станет неустойчивой вследствие колебаний величин трения и утечек и влияния при малой частоте вращения пульсации подачи и крутящего момента.

Влияние объемных потерь на зону нечувствительности ЭГСП при нагрузках учитывается в большом количестве работ [1-3]. Вместе с тем, ещё раз стоит отметить, что подробных исследований характеристик при малых нагрузках было обнаружено недостаточно. А известно, что режим слежения часто характеризуется именно малыми нагрузками.

В ряде работ связываются нагрузки на органе регулирования насоса с режимом работы привода (и, прежде всего, его давлением) в целом. Однако при работе на малых сигналах управления в режимах «слежения», когда величины рабочего давления невелики, режим работы привода также влияет на чувствительность МУ и определяется это и конструктивными особенностями МУ, конструкциями насосов и их режимом работы (частота вращения, угол

наклона органа регулирования). И хотя эти связи качественно известны [1, 3], количественные взаимосвязи исследованы недостаточно.

На то, что наличие значительной нечувствительности снижает точность и устойчивость работы привода в целом, указывается во многих работах [1,3].

1.2. Обзор исследований по объемным потерям аксиально-плунжерных гидромашин.

Известно, что объемные потери жидкости в насосе ухудшают характеристику подачи насоса, уменьшают чувствительность насоса и привода к управляющему воздействию: для компенсации объемных потерь требуется перемещение органа регулирования на больший угол [1]. Это соответствует увеличению ошибки привода, увеличивает время, необходимое для создания насосом требуемого давления; при этом у насоса существует зона нечувствительности, которая влияет на зону нечувствительности привода в целом, ухудшая его точностные характеристики. Исследование объемных потерь аксиально-поршневых насосов является предпосылкой к улучшению статических и динамических характеристик как насосов, так и приводов, в которых они применяются.

Объемные потери в аксиально-поршневых насосах определяются разницей геометрической и фактической подачи [1].

Эти потери в аксиально-поршневых насосах возникают из-за утечек рабочей жидкости из рабочей полости в нерабочую (перетечки) или в корпус насоса, а также из-за потерь при заполнении рабочих камер насоса [1]. Количественно утечки зависят от зазоров, в которых возникает перепад давлений, и от числа этих мест в конструкции аксиально-поршневых насосов.

Большинство аксиально-поршневых насосов (с наклонным блоком) переменной производительности, применяемых в ЭГСП, имеют три места возникновения утечек рабочей жидкости [2]. Данный факт является следствием конструктивных особенностей применяемых в ЭГСП аксиально-поршневых насосов, и позволяет получить насосы с малыми объемными

потерями подачи до 2%. Места возникновения утечек рабочей жидкости в насосах этого типа следующие: «распределитель-блок цилиндров», «накладное дно-блок цилиндров», «поршень-блок цилиндров».

В некоторых конструкциях вышеуказанных насосов удалось снизить число мест утечек до двух (вводом биметаллизированного блока цилиндров)

[2,4].

Однако применение данного конструктивного исполнения насоса в ЭГСП пока не известно.

Другая картина наблюдается в аксиально-плунжерных насосах. Там у наиболее распространенных конструкций мест утечек четыре - пять [5], т.е. по утечкам они хуже известных конструкций аксиально-поршневых насосов, с наклонным блоком, наиболее распространенных в ЭГСП в настоящее время.

Известны работы, в которых авторы «оптимизировали» конструкции аксиально-поршневых и аксиально-плунжерных насосов по величине утечек, исследуя их «узкие» места.

Так в работе [7] рассмотрены конструкции гидростатических башмаков со щелевым дросселированием, в котором дросселирование рабочей жидкости осуществляется в зазоре на внутреннем пояске башмака, заниженном относительно уплотнительного пояска на некоторую величину, соизмеримую с заданным зазором. Полученный башмак с полной гидростатической разгрузкой обладает малой величиной утечек и низкими механическими потерями. Следует отметить, что данная конструкция имеет существенные технологические ограничения, а также ограничения по применению в широком диапазоне температур рабочей жидкости.

В другой работе [8] авторы сделали попытку «оптимизировать» конструкцию «поршень-пята» аксиально-плунжерного насоса. Была поставлена и решена задача определения «оптимальных» размеров пяты: размеров уплотнительного пояска, диаметра дросселя в поршне. В качестве критерия приняты энергетические потери, связанные с жидкостным трением в узле, и объемные потери. В результате задача определения конструктивных

параметров группы «поршень-пята» свелось к определению компромиссного сочетания объемных и энергетических потерь и к последующему поиску параметров узла при выбранном диаметре дросселя. При этом вязкость рабочей жидкости и зазор между пятой и наклонным диском принимаются постоянными, что создает предпосылку к созданию оптимальной конструкции узла «поршень-пята» в строго определенных условиях работы.

Известна работа [9] по экспериментальному определению стыкового зазора в распределительном узле при работе аксиально-поршневого насоса. В качестве чувствительных элементов, применяемых при определении величины стыкового зазора, использовались тензорезисторы. Была исследована

л

аксиально-поршневая гидромашина с рабочим объемом 16см /об, работающая в режиме гидромотора. Были получены данные по изменению стыкового зазора, что дает возможность провести оптимизацию распределительного узла.

Известны работы [10, 11] по оптимизации распределительного узла аксиально-поршневых гидромашин, которые базируются на совместном решении уравнений Рейнольдса и Баруса. В результате расчета торцового распределителя получены зависимости условного коэффициента прижима от частоты вращения блока, толщины и клиновидности зазора, вязкости рабочей жидкости и определены условия нарушения работоспособности узла. В качестве допущений принято, что давление и вязкость по высоте зазора постоянны, кривизна и шероховатость поверхностей пар не учитываются, рабочая жидкость рассматривается как ньютоновская жидкость, а инерционные силы в жидкости не учитываются.

Также среди объемных потерь следует отметить потери, обусловленные неполным заполнением рабочих камер насоса, потерь на всасывании вследствие гидравлического сопротивления каналов и инерции рабочей жидкости [1].

Потери на всасывании присущи насосам, работающим в режиме самовсасывания, насосам с клапанным распределением, а также насосам, работающим на частотах вращения, превышающих предельные значения.

Известно также большое количество работ по изучению зависимости объемного КПД, а значит и утечек от различных факторов. Так в работе [2] показано влияние температуры рабочей жидкости на объемный КПД аксиально-поршневого насоса. Исследования проводились на нерегулируемом насосе второй гаммы №20. Были получены зависимости объемного КПД от температуры при различных рабочих давлениях и частотах вращения. Анализ полученных данных показывает, что при давлении рабочей жидкости 125 кгс/см объемный КПД насоса уменьшается с 0.975 при +25°С до 0.965 при +87°С, однако характер графиков остается неизменным в зависимости от температуры.

Еще одним важным фактором, широко освещенным в литературе, являются потери от упругости рабочей жидкости и наличие «мертвого» объема насоса. Так в работе [1] показано, что чем больше отношение «мертвого» объема рабочей камеры к объему, получаемому движением поршня за один ход, тем большая часть последнего будет потеряна на повышение давления, а следовательно снизится объемный КПД.

В целом, как следует из обзора, объемные потери существенно влияют на характеристику подачи аксиально-поршневых насосов, на чувствительность привода; и исследования в этом направлении, оптимизация конструкции являются актуальной задачей и при разработке мер по улучшению характеристик ЭГСП. Имеет смысл отметить, что мало работ, в которых исследуются потери подачи насоса из-за наличия воздуха в рабочей жидкости.

Задача более тщательного исследования объёмных потерь является актуальной для современных гидроприводов и применяемых в них гидромашин и влияния этих потерь на изучаемую в работе характеристику.

1.3. Обзор исследований по расчетам нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерных насосов.

Нагрузки вносят свой вклад в зону нечувствительности привода в целом. Но актуальность этого вопроса в контексте темы работы обусловлена ещё и

следующим: результативность наших исследований предполагается проверить на полной модели привода, а модель идентифицировать по реальному приводу, в который входит и МУ насоса. В этом случае пренебрегать точным описанием нагрузок нельзя.

Нагрузки, в свою очередь, по-разному проявляют себя в зависимости от типа МУ насоса. Поэтому в этой связи необходим и обзор исследований по характеристикам МУ.

В целом изучению нагрузок на органе регулирования насосов посвящено большое количество исследований. С середины прошлого века нагрузки на органе регулирования исследовались наиболее интенсивно. Исследовались отдельные составляющие суммарной нагрузки, являющиеся частью рабочих процессов, происходящих при работе насосе.

Одной из составляющих является нагрузка, определяемая давлением в поршневой камере насоса. Само давление исследовали при помощи снятия индикаторных диаграмм, графика изменения давления в поршневой камере при переходе поршня из одной «мертвой» точки до другой. При анализе нагрузок от сил давления принималось допущение о прямоугольности формы индикаторной диаграммы. На этом основывались исследователи в работах [13-15].

В работах [16, 17] экспериментально показано, что процесс изменения давления под поршнем при его переходе через перемычки распределителя отличается от прямоугольного.

Расчет процесса выравнивания давления в поршне при соединении поршня с гидролинией высокого давления в работе [18] производится совместным решением уравнения Гука, уравнения дросселирования потока жидкости через щель и уравнения неразрывности потока. При этом принимаются существенные допущения: скорость поршня равна нулю, а модуль упругости жидкости постоянный. Результатом является выражение, определяющее время нарастания давления с ошибкой до 50%.

В работах [19, 20] теоретический анализ проводится с опорой на экспериментальные данные. Индикаторная диаграмма снималась с помощью

миниатюрных тензодатчиков как с перевального пространства распределителя, так и с тензодатчиков, постоянно соединенных с рабочей камерой насоса. Анализ результатов эксперимента показал равноценность обоих способов, но так как первый способ проще, то авторы рекомендуют его при дальнейших исследованиях.

Экспериментальные и теоретические исследования рабочего процесса в поршневых камерах насоса приведены в работах [21-25], выполненных в связи с изучением колебаний давлений в напорной и всасывающей гидролинии насоса. При этом процесс изменения давления рассматривался как волновой. Анализ данных, приведенных в этих работах, позволяет заключить, что кроме основной плунжерной гармоники колебаний давления имеют место колебания давления, частота которых многократно превышает плунжерную. На это указывают и другие авторы. Так в работе [24] указывается, что "...изменения значения частоты колебались до 8000 Гц". Очевидно, что столь высокие частоты отфильтровываются органом регулирования насоса и на средний момент на органе регулирования не влияют. Анализ результатов теоретического и экспериментального исследований рабочего процесса плунжерного насоса показывает, что имеет место достаточно хорошая качественная сходимость и удовлетворительная количественная сходимость результатов теоретического решения и эксперимента [25]. В работе теоретически и экспериментально установлено, что рабочий процесс плунжерного насоса на стороне нагнетания является высокочастотным динамическим процессом, который вызывается ударным нагружением столбика жидкости в цилиндре, переходящем из зоны всасывания в зону нагнетания, и сопровождается колебаниями расхода и давления с частотой, равной частоте собственных колебаний столбика жидкости в цилиндре, испытывающем ударное нагружение. Необходимо отметить также, что для практического использования в расчетах математических моделей, приведенных в работах [23, 24], а также более сложных математических моделей, необходимы данные по статическим и динамическим свойствам жидкостей. Работы в этом направлении интенсивно ведутся [26 - 30].

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Черняков, Алексей Александрович, 2014 год

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Башта, Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем [Текст]: учеб. для вузов по специальности «Гидропневмоавтоматика и гидропривод» - М.: Машиностроение, 1974.

2. Прокофьев, В.Н. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод [Текст]/ В.Н.Прокофьев, Ю.А.Данилов, Л.Н.Кондаков [и др.]; под общ. ред. В.Н.Прокофьева -М.: Машиностроение, 1969.- 496 с.

3. Следящие приводы [Текст]/ В двух книгах. Под ред. Б.К. Чемоданова. В 2 кн. Кн. 2. - М.: Энергия, 1976. - 384 с.

4. P.A.J. Achten, Zhao Fu, G.E.M. Vael, Transforming future hydraulics: a new design of a hydraulic transformer, Proc. SICFP '97, Part 3, IKP, Linkoping University, 1997.

5. Denison Hydraulics. Short Form Catalogue. Publ. SPO-EN500-G2-Export Version (10/2002).

6. Hydraulic and electronic components. Programme information. Mannesmann Rexroth AG. Rexroth Hydraulics. RE 00 208/04.99 Replace: 04.97.

7. Объемные гидромеханические передачи: Расчет и конструирование [Текст]/ О.М.Бабаев, Л.Н.Игнатов, Е.С.Кисточкин [и др.]; Под общ. Ред. Е.С.Кисточкина. -Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние. -1987. -256с.: ил.

8. Оксеенко, А .Я., Оптимизация параметров группы поршень-пята аксиально-поршневого насоса по энергетическим параметрам [Текст]/ А.Я. Оксеенко, А.И. Жерняк, З.Я. Лурье, Г.С.Левитин, Йозеф Рихтарех // Вестник машиностроения. -1993. -№7, -С. 19-21.

9. Воронов, С.А. Исследование изменений стыкового зазора в распределительном узле аксиально-поршневой гидромашины [Текст]/ С.А. Воронов, А.Н. Густомясов, А.Ю. Рыбаков, Е.П. Тетерин // Известия ВУЗов. Машиностроение. -1987. -№10. -С.77-81.

10. Пасынков, P.M. Численное решение уравнения Рейнольдса с учетом

переменной вязкости жидкости (в приложении к торцовым распределителям, уплотнениям и упорным подшипникам скольжения) [Текст]/ P.M. Пасынков, B.C. Посвянский//Вестник машиностроения. -1993. -№9. -С.17-22.

11. Пасынков, P.M. Расчет торцового распределителя аксиально-поршневого насоса с учетом переменной вязкости рабочей жидкости [Текст]/Р.М. Пасынков, М.А. Сорокин/УВестник машиностроения. -1993. -№9. -С. 10-13.

12. Основы теории конструирования объемных гидропередач. [Текст]/А.В. Кулагин, Ю.М. Демидов, В.Н. Прокофьев, JI.A. Кондаков; под ред. В.Н. Прокофьева. -М.: Высш. шк. -1966. -400 с.

13. Синев, A.B. Кинематический и силовой анализ пространственных механизмов аксиально-поршневых насосов и гидромоторов [Текст]: Автореф. дис. канд. техн. наук/А.В. Синев. -М. -1965. -15 с.

14. Мазырин, А.И. К вопросу о влиянии формы диаграммы изменения давления под поршнем на характер сил, действующих на подшипник, корпус и фундамент в аксиально-поршневых гидромашинах [Текст]/А.И. Мазырин, A.B. Синев//Колебания и прочность при переменных напряжениях.-М.: Наука. -1965. -С.80-85.

15. Исследование рабочего процесса элементов объемных гидропередач при помощи индикаторной диаграммы [Текст]/В.Н. Абаринов, Г.П. Золотова, Ю.Л. Кирилловский, В.Н.Прокофьев, Б.А.Савельев. -М.: Наука.-1965.-152 с.

16. Reethof G., Goth C.W. Mashine computation in the Development of fluid power control components and systems. National Conference on Industrial Hydraulics USA, 1958.

17. Савельев, Б.А. К расчету нестационарного процесса изменения давления жидкости в цилиндрах аксиально-поршневого насоса [Текст]/ Б.А. Савельев// Нелинейные колебания и переходные процессы в машинах. -М.: Наука. -1972.-С.150-152.

18. Савельев, Б.А. Исследование процесса изменения давления жидкости в аксиально-поршневом насосе [Текст]/Б.А. Савельев// Труды Казанского

авиационного института. -Вып. НО. - Казань. -1969. -С. 104-114.

19. Савельев, Б.А. Исследование изменения давления жидкости в рабочей . клетке аксиально-поршневого насоса [Текст]: Автореф. дис. канд. техн. наук.

- М.-1970.-16 с.

20. Орлов, Ю.М. Экспериментальные исследования рабочего процесса в цилиндрах плунжерного насоса [Текст]/ Ю.М. Орлов, В.А. Сферев, A.B. Кулаков, В.И. Гилев //Прочностные и гидравлические характеристики машин и конструкций. -Пермь: ПВД. -1974.-№ 153.-С. 156-160.

21. Орлов, Ю.М. Исследования рабочего процесса в цилиндрах плунжерного насоса [Текст]/Ю.М. Орлов//Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управлений. Вып.2.-М.: Машиностроение. -1975. -С.267 - 268.

22. Орлов, Ю.М. Некоторые особенности учета сжимаемости жидкости при анализе динамики гидравлических и гидромеханических систем [Текст]/Ю.М. Орлов//Прочностные и гидравлические характеристики машин и конструкций. -Пермь: ППИ.-1973.-№132, -С.7-17.

23. Орлов, Ю.М. Некоторые результаты экспериментального исследования пульсирующего потока жидкости в простом напорном трубопроводе [Текст]/Ю.М. Орлов//Прочностные и гидравлические характеристики машин и конструкций. -Пермь: ППИ. -1975. -№ 167. -С.106-111.

24. Авиационные объемные гидромашины с золотниковым распределением [Текст]/Ю.М. Орлов. Пермь: Перм. гос. техн. ун-т, 1993.

25. Прокофьев, В.Н. Влияние деформации жидкости на динамику гидропривода [Текст]/В.Н. Прокофьев//Вестник машиностроения. -1973.-№ 6, -С.21-28.

26. Прокофьев, В.Н. Гидропривод высокого давления [Текст]/ В.Н. Прокофьев//Вестник машиностроения. -1976. -№ 12. -С.16-22.

27. Прокофьев, В.Н. О динамической податливости гидропривода [Текст]/ В.Н. Прокофьев// Известия ВУЗов. Машиностроение. - 1977.- №5. -С.65-69.

28. Попов, Д.Н. Исследование неустановившегося движения жидкости при

переходных процессах в коротких трубах [Текст]/ Д.Н. Попов, В.Г. Кравченко//Вестник машиностроения. -1974. -№ 6.-С.7-10.

29. Попов, Д.Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем [Текст]/ Д.Н. Попов. -М.: Машиностроение. -1977. -424 с.

30. Klaus R. Gerauschuntersuchungen an Radial kolbenmaschinen. Maschinenbautechnik (VEB Verlag Technik), 1961, Heft 7, 10.

31. Seeqer K. Der Verstehlmoment an Aksialkolbenpumpen und Motoren. -Technisher Informationsdienst hydraulic, 1963, №2.

32. Damm W. Berechnung der Verstehlmotoren an Aksialkolbenpumpen. -Technisher Informationsdienst hydraulic, 1963, №2.

33. Ржевский, B.H. Определение перестановочных моментов в аксиально-поршневых насосах [Текст]/В.Н. Ржевский//Конф. по гидроприводу и гидроавтоматике: тезисы докл. -Киев. -1967.

34. Зайченко, И.В. Влияние конструкции торцевого распределителя на параметры регулирующего устройства роторно-поршневых насосов [Текст]/ И.В. Зайченко, Л.Д. Болтянский//Вестник машиностроения.-1970.-№7. -С.43-45.

35. Сафронов, Ю.Г. Влияние процесса изменения давления под поршнем на силовое управление регулирующим органом аксиально-поршневого насоса [Текст] /Ю.Г. Сафронов, A.B. Синев//Нелинейные колебания и переходные процессы в машинах. -М.: Наука. -1972, -С.116-123.

36. Балкинд, Л.В. Расчет моментов на наклонной шайбе роторного аксиально-поршневого насоса [Текст]/ Л.В. Балкинд, Н.Р. Буль, В.Г. Ржевский//Вестник машиностроения. -1974. - № 4. -С.17 - 20.

37. Каштанов, Л.Н. Исследование момента на органе регулирования аксиально-поршневого бескарданного насоса [Текст]/ Л.Н. Каштанов, В.Ф. Щербаков//Гидропневмоавтоматика и гидропривод. -М.: МАДИ. -1974.-№74. -С.97-110.

38. Каштанов, Л.Н. Определение моментов на регулирующем органе

аксиально-поршневого насоса [Текст]/ Л.Н. Каштанов, В.Ф. Щербаков//Вестник машиностроения. -1975.-№ 3.-С.34-36.

39. Прокофьев, В.Н. Экспериментальное определение моментов на управляющем органе аксиально-поршневого насоса [Текст]/В.Н. Прокофьев, Ю.Н. Данилов, В.Н. Пильгунов, В.М. Подражанский//Известия ВУЗов. Машиностроение. -1975. -№10. -С.87-92.

40. Терехов, Н.Ф. К расчету усилий регулирования роторно-пластинчатых насосов [Текст]/ Н.Ф. Терехов, М.А. Маранцев//Х1У Всесоюзное совещание по гидравлической автоматике: тезисы докл. -М.: Наука. -1976.

41. Цыган, В.Ф. Пути улучшения регулировочных характеристик объемных гидромашин [Текст]/В.Ф. Цыган//Вестникмашиностроения-1977-№1.-С.40-41.

42. Машиностроительный гидропривод [Текст]/ Л.А. Кондаков, Г.А. Никитин, В.Н. Прокофьев [и др.]; под ред. В.Н. Прокофьева.-М.: Машиностроение. -1978.-495 с.

43. Петухов, В.Н. Минимальной частоте вращения аксиально-поршневых гидромоторов [Текст]/ В.Н. Петухов//Вестник машиностроения. -1975. -№ 3. -С. 5 2-5 5.

44. Аврутин, Г.Л. Определение минимальной частоты вращения гидромотора путем оценки пульсаций объемных потерь [Текст]/ Г.Л. Аврутин//Вестник машиностроения. -1975. -№3.-С.67-68.

45. Дьячков, Б.И. Влияние перекрытий в распределителе на эффективный объем рабочей камеры гидромотора [Текст]/ Б.И. Дьячков//Гидропривод и гидропневмоавтоматика. -Киев: Техника.

46. Дьячков, Б.И. Объемные потери сжатия в рабочей камере гидромотора [Текст]/ Б.И. Дьячков//Гидропривод и гидропневмоавтоматика.-Киев: Техника.

47. Горбешко, М.Б., Маранцев М.А. Влияние величины зоны высокого давления на механические потери в поршневых гидромашинах [Текст]/ М.Б. Горбешко, М.А. Маранцев//Гидропривод и гидропневмоавтоматика. - Киев: Техника.

48. Бабынин, И.М. Влияние кинематических параметров аксиально-поршневой гидромашины на ее подачу [Текст]/ И.М. Бабынин//Вестник машиностроения. -1985. -№2. -С. 12-14.

49. Алексеев, А.К. Особенности расчета высокочастотных колебаний давления и подачи аксиальных роторных и роторно-поршневых насосов [Текст]/ А.К. Алексеев//Вестник машиностроения. -1983. -№11.- С.22-26.

50. Запорожец, В.П. Исследование процесса выравнивания давления в рабочей камере аксиально-поршневой гидромашины с торцовым распределением [Текст]/ В.П. Запорожец, А.К. Фурсенко//Вестник машиностроения.-1989. -№4.-С. 18-20.

51. Голубев, В.И. Теоретическое исследование механизма управления подачей аксиально-поршневого насоса с учетом ограниченности мощности источника гидропитания [Текст]/ В.И. Голубев, Ю.Ю. Зуев, A.M. Попов, Ю.А. Петров, E.H. Сорокин//Вестник машиностроения. -1991. -№7. -С.16-17.

52. Фурсенко, А.К. О влиянии высокочастотных колебаний в рабочем процессе на акустическую активность аксиально-поршневых гидромашин [Текст]/А.К. Фурсенко//Вестник машиностроения. -1992. -№1, -С.22-24.

53. Голубев, В.И. К применению гидроусилителей с внутренней электрической обратной связью по положению золотника для управления аксиально-поршневыми насосами [Текст]/ В.И. Голубев, И.М. Заверский, В.Е. Никонов, Ю.А. Петров//Проблемы гидромеханики и гидромашиностроения: тематический сб. Труды МЭИ. Вып. 337. -М. -1977.

54. Илюхин, Ю.В., Лобачев В.И. Особенности моделирования на ЦВМ динамики комплекса гидроприводов дроссельного регулирования [Текст]/ Ю.В. Илюхин, В.И. Лобачев//Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управления. Вып.4. -М.: Машиностроение. -1977.

55. Артемов, В.В. В.Ю.Круглов Сравнительный анализ электрогидравлических распределительных аппаратов [Текст]/ В.В. Артемов, В.Ю.Круглов// Системы управления-конверсия-проблемы: материалы научно-технической

конференции. -Ковров: КГТА, 1996. -184с.

56. Артемов, В.В. Особенности конструкций и систем управления современных электромеханических преобразователей [Текст]/В.В. Артемов// Гидроавтоматика и гидропривод-2000: сб. -Ковров: КГТА, 2000. -С.80-85.

57. Фомичев, В.М. Электрогидравлические усилители мощности. Инженерные исследования гидроприводов летательных аппаратов [Текст]/ Фомичев В.М., Попов Д.Н., Ермаков С.А., [и др.].-М.: Машиностроение. -1978, -С.51-78.

58. Фомичев, В.М. Значение коэффициента расхода цилиндрических золотниковых гидрораспределителей гидроприводов [Текст]/ В.М. Фомичев, Ю.В. Чайковский, О.Я. Бирюков//Вестник машиностроения.-1977.-№9. -С.10-13.

59. Фомичев, В.М. Проектирование характеристик золотниковых гидрораспределителей в области «нуля» [Текст]/ В.М. Фомичев//Гидравлика и пневматика. -№16. -2005.-С. 49-54.

60. Казмиренко, В. Ф. Электрогидравлические мехатронные модули движения: Основы теории и системное проектирование [Текст]/ В. Ф. Казмиренко. - М.: Радио и связь, 2001.-432 с.

61. Гамынин, Н. С. Проектирование следящих гидравлических приводов летательных аппаратов [Текст]/Н. С. Гамынин-М.: Машиностроение.-!972 — 376 с.

62. Башта, Т. М. Объемные гидравлические приводы [Текст]/ Т. М. Башта. - М.: Машиностроение. -1969. - 628 с.

63. Даршт, Я.А. Расчетный комплекс машиностроительной гидравлики [Текст]/ Я.А. Даршт. Ковров: КГТА. -2003. -412 с.

64. Даршт, Я.А. Система имитационных моделей гидромашин [Текст]/ Я.А. Даршт/ЯТриводная техника. -2003. -№ 4. -С. 56-60.

65. Даршт, Я.А., Комплекс моделирования гидромашин и гидросистем [Текст]/ Я.А. Даршт, А.В. Пузанов, И.Н. Холкин //САПР и графика. -2003. -№ 6. -С. 58-61.

66. Дарпгг, Я.А. Имитационные модели гидропередач [Текст]/Я.А. Даршт// Вестник машиностроения. -2004. -№5. -С.13-16.

67. Даршт, Я.А. Учет газосодержания при имитационном моделировании гидроустройств [Текст]/Я.А. Даршт // Приводная техника. - 2004. —№4. -С.58-61.

68. Пузанов, A.B. Современные тенденции комплексного проектирования гидромашин. Модернизация. [Текст]/ A.B. Пузанов, И.Н. Холкин//Материалы Российской конференции пользователей систем MSC 2002.

69. Даршт, Я.А. Компьютерное моделирование гидромеханических процессов при автоматизированном проектировании машиностроительной гидравлики [Текст]/Я.А. Даршт, И.Н. Холкин//Автоматизация технологической подготовки производства машиностроительных предприятий: опыт создания и внедрения комплексных систем: Сб. докладов I Всероссийского научно-практического семинара. — Ковров: КГТА. -2001. -103с.

-70. Даршт, Я.А. Flow-3d в проектировании машиностроительной гидравлики [Текст]/Я.А. Даршт, К.Е. Куванов, A.B. Пузанов, И.Н. Холкин//САПР и Графика. -2000. -№8. -С.50-55.

71. Даршт, Я.А. Моделирование потоков рабочей жидкости в каналах гидроаппаратов [Текст]/ Я.А. Даршт // Приводная техника.-1999.-№№9,10,-С.34-39.

72. Даршт, Я.А. Особенности течения жидкости в зазоре пары трения «распределитель - блок цилиндров» аксиально-поршневой гидромашины высокого давления [Текст]/ Я.А. Даршт, A.B. Пузанов // Вестник машиностроения. —2005, -№2, -С.32-34.

73. Даршт, Я.А., Исследования гидростатических опор плунжеров высоко-нагруженных аксиально-поршневых гидромашин [Текст]/ Я.А. Даршт, И.Н. Холкин, A.B. Пузанов//Автоматизация и Современные технологии. - 2004- №3 — С.7-13.

74. Холкин, И.Н. Моделирование рабочих процессов гидростатических опор аксиально-плунжерных гидромашин [Текст]/ И.Н. Холкин, A.B. Пузанов//Междунар. науч.-техн. конф. Гидромашиностроение. Настоящее и будущее: тезисы докл. Октябрь 2004. -М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2004. -78с.

75. Черных, И.В. SIMULINK: среда создания инженерных приложений. [Текст]/ И.В. Черных; под общ. ред. В.Г. Потемкина. ДИАЛОГ-МИФИ, 2003. -496 с.

76. A. A. Chernyakov, А. P. Konov, and Y. A. Darsht Loads on the Regulator of an Axial_Piston Pump. - Russian Engineering Research, 2010, Vol. 30, No. 3, pp. 201-205. Allerton Press, Inc., 2010.

77. Даршт, Я.А. Расчет подачи насоса при перемещающемся регулирующем органе [Текст] / Я.А. Даршт, Н.Ф. Терехов, В.Ю. Круглов // Известия вузов. Машиностроение. -1979. -№8. -С.52-55.

78. Даршт, Я.А. Влияние нагрузки гидропривода на регулировочную характеристику механизма управления [Текст] / Я.А. Даршт, О.В. Косорукова, В.В. Сысоев, С.Г. Голубев // Известия вузов. Машиностроение. -1982. -№6.-С. 138-139.

79. Черняков, A.A. Исследование нагрузок на регулирующем органе аксиально-поршневого насоса [Текст]/ A.A. Черняков, А.П. Конов, Я.А. Даршт // Вестник машиностроения. —2010. —№3. -С.6-9.

80. Черняков, A.A. Имитационное моделирование рабочего процесса аксиально-поршневого насоса [Электронный ресурс]/ A.A. Черняков, Я.А. Дарпгг// Актуальные вопросы современной науки и образования: IV Общероссийская научная конференция-Красноярск, 2010. -Режим доступа: http://zaochno.f.qip.ru.

81. Даршт, Я. А., Исследование зоны нечувствительности скоростной характеристики гидропередачи с аксиально-плунжерным насосом [Текст]/ Я.А. Дарпгг, A.A. Черняков //Вестник машиностроения. -2013. -№1. -С.12-15.

82. Черняков, A.A. Исследование факторов, влияющих на динамические характеристики системы приводов с тандемной насосной установкой [Текст]/А.А. Черняков//Производство, модернизация, эксплуатация многоцелевых гусеничных и колесных машин. Подготовка специалистов: материалы межрегион, науч.-практ. конф. - Омск, 2011. -С.386-389.

83. Черняков, A.A. Экспериментальные исследования привода стабилизации инерционного объекта с тандемной насосной установкой [Текст]/А.А. Черняков// Гидромашины, гидроприводы и Гидропневмоавтоматика: сб. докладов междунар. науч.-техн. конф. студентов и аспирантов. -М.: Изд-во МЭИ, 2010.

84. Черняков, A.A. Исследование точности следящего привода с аксиально-плунжерным насосом [Текст]/А.А. Черняков//Достижения в области технических

наук: сб. науч. трудов, посвященный 60-летию высшего образования в городе Коврове. - Ковров: ФГБОУ ВПО «КГТА им. В.А. Дегтярева», 2012. -С.240-243.

Модель поршневой камеры.

СЮ—►

dg/dt

сю—*

альфа

CD—►

Выжодб

dg/dt

Выход7

Выход8

альфа

Выход11

Выход12

ш

\Ш

f*R6\ Qn

'Хот »ыходЗ

Выход7

1X3D

ВыходЗ

ЧЕ)

Выход11

Т-К1Э

^ Выход12

Кинематика

alfa О

сю-

Вход4

сю-

Вход5

cd-

v2

CD

Одр

alfaO

Угол f1

alfa

Угол 12

—►

Г* —►

1/W Выход 1

f"R6\ Qn Выход2

(f3+f4/K ВыходЗ

Вход4

Входб Выход4

v2 'X к Выходу?

Qap "+"к Выходу9

(f 1+f2^K Выход 10

Поршне*ая камера

> alfaO

b&>i

► alfa

> alfaO

■KD

Выход1

-KD

Выход2

ВыходЗ

CD^ •KD

Выход4

KD

ВыходЮ

KD

Выход5

KD

Выхода

Угол f4

Рис. АЛ. Укрупненная структурная схема поршневой камеры

Я6.2

Рис. А. 2. Блок расчета кинематики поршня

р1+<2)*К

СЕ>

(Ъ+Пу к

►Ш

'+" к ВыходуЭ

X" к Выходу7

Выход2

о>

аКаО

СО-

Рис. А.З. Блок расчета гидравлических параметров

1ап

п

л.

Ш_

-кю f1

М2

□

ш

Рис. А.4. Блок расчета фаз распределения

Ввд!

бшол}

•ям* Ли о-И

Мб!)

»ДМ}

Виилаз

выюаз

бы»««1'!

Ви»«л5