Моделирование и оптимизация гидромеханических систем мобильных машин и технологического оборудования

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

На правах рукописи

Рыбак Александр Тимофеевич

Моделирование и оптимизация гидромеханических систем мобильных машин и технологического оборудования

Специальность 05.02.02 - «Машиноведение, системы приводов и детали машин»

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени

доктора технических наук

Краснодар - 2008



Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования Донском государственном техническом университете

Научный консультант: доктор технических наук, профессор Жаров Виктор Павлович.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Чукарин Александр Николаевич;

доктор технических наук, профессор Богуславский Игорь Владимирович;

доктор технических наук, профессор Шошиашвили Михаил Элгуджевич.

Ведущая организация: ЗАО «Завод по выпуску КПО», г. Азов

Защита состоится 04 апреля 2008 г. в 1400 часов на заседании диссертационного совета Д 212. 100. 02 при Кубанском государственном технологическом университете по адресу: 350072, г. Краснодар, ул. Московская, 2, ауд. А-229.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Куб ГТУ

Автореферат разослан 27 февраля 2008 г.

Учёный секретарь диссертационного совета,

кандидат технических наук, доцент А.В. Пунтус



ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Одним из основных элементов гидромеханической системы (ГМС) является силовой гидравлический привод (СГП), а потому его функциональные и эксплуатационные особенности оказывают, как правило, решающее влияние на свойства ГМС в целом. В связи с этим изучению СГП уделяется пристальное внимание. Однако, в большинстве случаев, исследования ограничиваются изучением непосредственно СГП. За рамками исследований в этом случае остаются источник механической энергии, питающий СГП и механическая система, непосредственно преобразующая энергию, полученную от СГП, в полезную работу. Такой подход к изучению ГМС значительно снижает ценность получаемых результатов, так как в этом случае рассматривается лишь одно звено из цепи последовательного преобразования энергии в полезную работу.

Подавляющее большинство современных исследований посвящены изучению ГП, основу которых составляют гидравлические аппараты золотникового типа, что снижает надёжность их работы в тяжёлых условиях (повышенные температура и запылённость, низкое качество рабочей жидкости и т.д.) и, кроме того, обедняет возможности применения в СГП новых конструкционных материалов, имеющих неметаллическую основу.

Недостатком существующих исследований ГМС является и то, что в них не в полной мере учитываются упругие свойства рабочей жидкости и привода в целом, что связано с отсутствием должного математического обеспечения данного направления исследований.

Таким образом, тема диссертации является актуальной и своевременной.

Научная проблема, решаемая в настоящей работе, заключается в разработке теоретических основ моделирования и оптимизации гидромеханических систем мобильных машин и технологического оборудования (ГМС ММ И ТО), оснащённых гидроаппаратами незолотникового типа с учётом нелинейности их характеристик, деформации трубопроводов, неравномерности подачи рабочей жидкости и её сжимаемости.

Исходя из актуальности, практической значимости и теоретической неразработанности данной проблемы, в работе поставлена следующая цель: Повышение эффективности ГМС ММ И ТО путём обеспечения требуемых показателей назначения на основе моделирования и оптимизации с учётом приведенной объёмной жёсткости (ПОЖ).

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи исследования:

- выявить особенности динамики функционирования ГМС ММ И ТО с учётом нелинейности их характеристик, деформации трубопроводов, неравномерности подачи рабочей жидкости и её сжимаемости;

- раскрыть понятие объёмной жёсткости элементов ГМС и выявить аналитические зависимости для её расчёта при моделировании;

- предложить структуру обобщённой ГМС ММ И ТО, методологические основы её моделирования и оптимизации с учётом ПОЖ;

- разработать математические модели ГМС ММ И ТО с гидравлическими аппаратами автоматического регулирования различного назначения и произвести их экспериментальную проверку;

- подтвердить основные положения предложенной методологии моделирования и оптимизации ГМС ММ И ТО на примерах.

Общая методика исследования. Выполненные в работе исследования основываются на использовании положений и методов теоретической и аналитической механики, гидродинамики, теории упругости, а также численных методов решения дифференциальных уравнений, методов экспериментальной механики, методов оптимизации.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- введено и раскрыто понятие объёмной жёсткости гидравлических систем и их элементов; описаны закономерности для её расчёта;

- выявлено изменение ПОЖ при перемещении штока гидравлического цилиндра (ГЦ) в результате изменения внутреннего объёма СГП и предложены формулы, описывающие это изменение;

- разработана методика моделирования гидравлических аппаратов незолотникового типа различного функционального назначения (автоматического разгрузочного гидроклапана, автоматической системы замедления, дроссельных делителей и делителей-сумматоров потоков), учитывающая упругие свойства рабочей жидкости и конструкционных материалов;

- разработаны математические модели и алгоритмы расчёта ГМС ММ И ТО, выполненных на базе гидравлических аппаратов незолотникового типа;

- на основе предложенной методологии моделирования и оптимизации с учётом ПОЖ разработаны математические модели ГМС мобильной аэродромной уборочной машины и стационарного пресс-молота повышенного быстродействия; произведены расчёт и оптимизация их основных конструктивных и функциональных параметров.

На защиту выносятся следующие положения:

- методологические основы моделирования и оптимизации ГМС ММ И ТО с учётом ПОЖ;

- теоретические положения, определяющие ПОЖ гидравлической системы; установление её зависимости от состояния системы и движения исполнительных органов гидравлических машин;

- обоснование возможности возникновения гидромеханического резонанса в СГП возвратно-поступательного движения в результате изменения ПОЖ гидравлического цилиндра за счёт изменения его внутреннего объёма при выдвижении или втягивании штока;

- теоретическое обоснование и схемотехнические решения гидравлических аппаратов незолотникового типа различного функционального назначения: автоматического разгрузочного гидроклапана, автоматической системы замедления, дроссельных делителей и делителей-сумматоров потоков;

- математические модели и результаты исследований ГМС, разработанных на базе гидравлических аппаратов различного функционального назначения с учётом ПОЖ;

- аналитические зависимости для расчёта эффективной площади гибкого мембранного элемента (ГМЭ) с учётом перемещения его жёсткого центра и растяжения эластичного полотна;

- математические модели и результаты оптимизации ГМС мобильной аэродромной уборочной машины и стационарного пресс-молота повышенного быстродействия, оснащённых гидравлическими аппаратами автоматического регулирования незолотникового типа оригинальных конструкций;

Практическая значимость работы

- разработаны структура программных комплексов и отдельные программы моделирования и оптимизации ГМС ММ И ТО с учётом ПОЖ;

- разработана обобщённая структура ГМС ММ И ТО на базе гидравлических аппаратов различного функционального назначения;

- разработан ряд научно обоснованных и защищённых авторскими свидетельствами СССР и патентами РФ конструкций, гидравлических устройств различного функционального назначения, как золотникового так и незолотникового типа и на их основе - оригинальных конструкций гидромеханических систем машин различного назначения (устройства для автоматической стабилизации скорости гидродвигателя с переменной нагрузкой: «гидрозамок» - А.с. СССР №1610092; «устройство управления гидроприводом» - А.с. СССР №1504382. Дроссельных делителей и делителей-сумматоров потоков: А.с. СССР №1151725, А.с. СССР №1156012, А.с. СССР №1196540, А.с. СССР №1263919, А.с. СССР №1479732, А.с. СССР №1541423, А.с. СССР №1670191, А.с. СССР №1696756, А.с. СССР №1744312, А.с. СССР №1742530, А.с. СССР №1765547. Устройства для обработки почвы в рядах многолетних насаждений: А.с. СССР №1523065; Патент РФ №2238619. Механизм навески щётки аэродромной уборочной машины - патент на полезную модель РФ № 59641).

- опубликована монография «Моделирование и расчёт гидромеханических систем на стадии проектирования».

Внедрение результатов исследований. В результате проведенных научно-исследовательских работ разработана и принята к использованию в ассоциации «Станкоинструмент» методика расчёта гидрофицированных пресс-молотов. С использованием указанной методики и новых схемотехнических решений, включающих использование насосно-аккумуляторного источника питания с оригинальной конструкцией разгрузочного клапана, произведена оптимизация технических параметров гидравлического перфорационного пресса усилием 1600 кН (160 тс) модели ППГ 160.00.001, позволившая повысить частоту хода ползуна с 80 до 560 двойных ходов в минуту. Ожидаемый годовой экономический эффект от внедрения результатов исследований составляет 550000 (пятьсот пятьдесят тысяч) рублей в ценах 2006 года.

Результаты исследований используются в учебном процессе, при подготовке квалифицированных специалистов по специальностям «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» и «Динамика и прочность машин».

Апробация работы. Основные положения докладывались и обсуждались на:

- всесоюзных научно-технических конференциях "Основные направления развития техники для возделывания и уборки сахарной свеклы и кукурузы по индустриальным технологиям в свете продовольственной программы CCCP'' (Харьков, 1986 г.) и «Состояние и перспективы развития электро- и гидроприводов сельскохозяйственных машин» (Москва, 1989 г.);

- 2-й, 3-й и 6-й международных научно-технических конференциях «Новые технологии управления движением технических объектов», Новочеркасск, 1999, 2000 и 2003 годы;

- международных научно-технических конференциях: «Современное состояние и перспективы развития гидромашиностроения в XXI веке» (Санкт-Петербург, 2003 г.); «Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении. Экология и жизнеобеспечение. Информационные технологии в промышленности и образовании» (Ростов-на-Дону, 2005 г.); «Современные проблемы машиноведения и высоких технологий» (Ростов-на-Дону, 2005 г.); «Проблемы механики современных машин» (Улан-Удэ, 2006 г.); «Материалы и технологии XXI века» (г. Пенза 2007 г.); «Эффективные технологические процессы в металлургии, машиностроении и станкоинструментальной промышленности» (Ростов-на-Дону, 2007 г.); «Динамика технологических систем» (Ростов-на-Дону, 2007 г.);

- международных научно-практических конференциях «Металлургия. Машиностроение. Станкоинструмент» (в рамках промышленного конгресса юга России. Ростов-на-Дону, 2006 г.); «Современные технологии в машиностроении» (Пенза, 2006 г.);

- международной научно-технической и научно-методической конференции «Гидрогазодинамика, гидравлические машины и гидропневмосистемы» (Москва, 2006 г.);

- ежегодных научно-технических конференциях ДГТУ (РИСХМа) с 1981 года.

Публикации. В процессе работы над диссертацией автором получены 16 авторских свидетельств СССР и 2 патента РФ, опубликованы 85 научные работы, в том числе по материалам диссертации 36 печатных работ, из которых 14 в научных журналах из списка, рекомендованного ВАК РФ (в т.ч. 7 без соавторов). Издана монография «Моделирование и расчёт гидромеханических систем на стадии проектирования» (без соавторов).

СТРУКТУРА И ОБЪЁМ ДИССЕРТАЦИИ

Диссертация состоит из введения, семи разделов, общих выводов и рекомендаций, заключения, списка использованной литературы из 237 наименований и приложений, имеет 149 рисунков, 21 таблицу и изложена основное содержание на 302, приложения на 60 страницах машинописного текста.

Во введении произведено обоснование темы исследований и её актуальность.

В первой главе. Произведён анализ современной технической литературы, который показал, что проблеме, поставленной в настоящей диссертации, уделяется большое внимание.

Особо отмечаются работы, посвящённые исследованиям ГМС, таких учёных как Трифонов О.Н., Башта Т.М., Руднев С.С., Попов Д.Н., Панаиотти С.С., Навроцкий К.Л., Сырицын Т.А., Каверзин С.В, Богуславский И.В., Водяник Г.М., Шошиашвили М.Э., Чупраков Ю.И., Васильченко В.А., Абрамов Е.И., Домогаров А.Ю., Иванов В.И., Степаков А.И., Орлов Ю.М., Шейпак А.А., Кондаков Л.А., Богдан Н.В., Васильев Л.В., Свешников В.К., Усов А.А., Прокофьев В.Н., Гамынин Н.С., Розанов Б.В., Идельчик И.Е., Левицкий Н.И., Цуханова Е.А., Сахно Ю.А., Таугер М.Б., Скрицкий В.Я., Рокшевский В.А., Ермаков В.В., Богданович В.П. и другие.

Определены недостатки современных исследований, основные из которых заключаются в следующем:

- подавляющее большинство из перечисленных исследований посвящены изучению СГП и систем управления, базирующихся на гидравлических аппаратах золотникового типа, при этом известно, что до 60% всех отказов СГП вызвано выходом из строя золотниковых элементов направляющей и регулирующей аппаратуры;

- СГП, как правило, рассматривается в отрыве от механической системы гидрофицированных механизмов, непосредственно совершающих полезную работу, и от источника энергии, обеспечивающего энергией источник расхода;

- учёт сжимаемости рабочей жидкости при описании динамических процессов в СГП осуществляется неэффективно, а в ряде случаев она не учитывается вовсе;

- в необходимости линеаризации дифференциальных уравнений, описывающих динамические процессы в ГМС при моделировании, что ограничивает возможности анализа процессов и приводит к погрешностям в расчётах;

- отсутствует единое понимание ГМС, её структуры, методов моделирования, расчёта и оптимизации.

Во второй главе даётся определение ГМС, предлагается её структура и основные принципы моделирования и расчета.

ГМС представляет собой совокупность механизмов, в которую входит и СГП, предназначенную для преобразования энергии, полученной от некоторого обобщённого источника, в полезную механическую работу.

Таким образом, любая механическая система, включающая СГП, и осуществляющая преобразование какого либо вида энергии в механическую работу, является ГМС. Она состоит из четырёх основных подсистем, которые находятся во взаимосвязи (рис. 1):

- источника энергии;

- силового гидравлического привода;

- механической системы;

- система управления.

Источник энергии представляет собой совокупность технических средств, предназначенных для преобразования первичной энергии из любого её вида (тепловая, электрическая и др.) в механическую, которую напрямую можно использовать для получения гидравлической энергии.

Силовой гидравлический привод в свою очередь состоит из двух частей, а именно, из источника расхода и гидравлической передачи.

Источник расхода преобразует механическую энергию, получаемую от источника энергии, в гидравлическую. Их можно условно разделить на три группы: с фиксированным давлением (p - фикс.); с фиксированной подачей (Q - фикс.); с управляемой подачей (Q - управл.). Источники расхода с фиксированным давлением исполняются двух типов - аккумуляторные и насосно-аккумуляторные. Фиксированная подача источника расхода обеспечивается применением гидронасосов объёмного типа.

Гидравлическая передача в ГМС служит для переноса гидравлической энергии от источника расхода, её преобразования, перераспределения между потребителями и обратного преобразования в механическую энергию. Она может быть простой (одноконтурной) или сложной (разветвлённой).

Рис. 1

Разветвлённая гидропередача включает несколько гидродвигателей, которые могут функционировать согласованно (с синхронизацией), либо независимо (без синхронизации).

Синхронизация работы гидравлических двигателей бывает объёмной, дроссельной или с применением системы автоматического регулирования.

Механическая система представляет собой совокупность механизмов, предназначенную для преобразования энергии, полученной от выходного звена СГП (гидродвигателя), в энергию, осуществляющую механическое движение исполнительного органа, производящего полезную работу.

Рис. 2 - Конструктивная схема переменного гидравлического сопротивления типа плоский клапан

Здесь же предлагаются новые формулы для силового расчёта переменного гидравлического сопротивления типа плоский (тарельчатый) клапан (рис. 2), при этом вводится понятие приведенной площади переменного гидравлического сопротивления типа плоский клапан.

Сила воздействия потока рабочей жидкости на затвор клапана состоит из двух сил: статической и динамической:

, (1) , (2) , (3)

где Rст, Rдин - статическая и динамическая составляющие силы воздействия на затвор со стороны регулируемого потока жидкости; Fпр - приведенная площадь затвора; Fотв, Fк и Fшт - соответственно площади отверстия 1, дросселирующего кольца 2 и компенсационного штока 3; Q - расход рабочей жидкости через сопротивление; ?pрег - перепад давления на переменном сопротивлении; с - плотность рабочей жидкости.

Для более точного определения эффективной площади гибкого мембранного элемента (ГМЭ) предлагается рассматривать его работу с учётом деформации эластичного полотна. В этом случае возможны пять зон работы, показанные на рис. 3…7. В соответствующих зонах эффективная площадь ГМЭ определяется по ниже следующим формулам.

При работе ГМЭ в первой зоне:

Рис. 3 - Схема работы ГМЭ в первой зоне

; (4)

; (5)



второй зоне: ; (6)

Рис. 4 - Схема работы ГМЭ во второй зоне

в третьей зоне: ; (7)

Рис. 5 - Схема работы ГМЭ в третьей зоне

в четвёртой зоне: ; (8)

Рис. 6 - Схема работы ГМЭ в четвёртой зоне



Рис. 7 - Схема работы ГМЭ в пятой зоне

в пятой зоне: . (9)

Здесь же выведены и условия, по которым можно определить зону, в которой в данный момент работает ГМЭ.

Во второй главе предлагается полученная аналитически формула по определению приращения давления в любой точке гидравлической системы во время её работы при переходных процессах.

Вводится понятие объёмной жёсткости гидравлической системы, и выводятся формулы для определения ПОЖ основных элементов СГП.

, (10) , (11)

где dp - приращение давления жидкости в рассматриваемом объёме V0 за время dt; Qвх и Qвых - суммарные расходы входящей в рассматриваемый объём и выходящей из него жидкости соответственно; СV - ПОЖ рассматриваемого участка гидравлической системы; СVж - объемная жёсткость рабочей жидкости (без учёта деформации оболочки); V0 - начальный объём жидкости; - объёмный модуль упругости рабочей жидкости; вж - коэффициент объемного сжатия рабочей жидкости.

Приведенная объёмная жёсткость (ПОЖ) представляет собой приращение давления жидкости, соответствующее единичному приращению первоначального объёма рассматриваемого участка гидросистемы.

; (12) ; (13) ; (14) ; (15) , (16)

где СVтр, СVшт, СVп, СVпл, - ПОЖ участка трубопровода, штоковой и поршневой полостей поршневого и рабочей полости плунжерного ГЦ соответственно; СVпр - ПОЖ гидравлической системы, состоящей из n элементов, включённых параллельно; CVi - ПОЖ i - го элемента; d - внутренний диаметр гильзы ГЦ в ненапряжённом состоянии; x - ход штока ГЦ; Vп.вр и Vшт.вр - объёмы вредного пространства поршневой и штоковой полости ГЦ соответственно; L - полный ход поршня ГЦ; dшт - диаметр штока ГЦ; dпл - диаметр плунжера ГЦ в ненапряжённом состоянии; Fпл - площадь поперечного сечения плунжера ГЦ; Vпл.ц - полный объём рабочей камеры плунжерного ГЦ.

Для расчёта ПОЖ поршневого гидропневмоаккумулятора (ГПА) автором получены и предлагаются к использованию следующие зависимости:

; (17) , (18)

где CVгжАК и CVстАК - ПОЖ газожидкостной смеси и стенки корпуса поршневого ГПА соответственно; Eж и Eст - модули упругости рабочей жидкости и материала стенки корпуса ГПА соответственно; - полный объём рабочей полости ГПА (без учёта объёма разделителя); - давление газа при зарядке ГПА; - текущее значение давления рабочей жидкости в рабочей полости ГПА; k - показатель адиабаты газа; - наружный диаметр стенки корпуса ГПА отнесённый к её внутреннему диаметру.

Рукава высокого давления (РВД) не поддаются точному аналитическому описанию, а потому их ПОЖ определяется экспериментально. На рис. 8 изображены: график зависимости от давления ПОЖ РВД с диаметром условного прохода dусл = 32 мм, длина которого L1 = 0,88 м - 1; график зависимости от давления ПОЖ такого же РВД, длина которого L2 = 1,88 м - 2; графики зависимости от давления ПОЖ тех же РВД, пересчитанные по уравнению (16) на 1 метр длины - кривые 3 и 4.

С целью проверки предлагаемых уравнений (10)…(16) произведены экспериментальные исследования поршневого ГЦ (рис. 9). Анализ полученных результатов показывает, что экспериментальные значения ПОЖ обеих полостей ГЦ, на протяжении всего хода его штока практически совпадают со значениями полученными расчётным путём. Величина максимального расхождения между расчётными и экспериментальными значениями ПОЖ составляет менее 15%.



Рис. 8 - Графики зависимость ПОЖ РВД от давления

Рис. 9 - Графики изменения ПОЖ полостей поршневого ГЦ при перемещении его поршня: 1 - поршневая полость экспериментальная; 2 - поршневая полость теоретическая; 3 - штоковая полость экспериментальная; 4 - штоковая полость теоретическая

В третьей главе предлагается методика моделирования ГМС (рис. 10), оснащённой насосноаккумуляторным источником расхода рабочей жидкости постоянного давления, содержащим предлагаемую автором оригинальную конструкцию автомата разгрузки гидронасоса с дифференциальным клапаном.

Здесь рассматривается моделирование ГМС, работающей в двух режимах: установившемся и неустановившемся.



Рис. 10 - Упрощенная схема ГМС с источником расхода постоянного давления

При установившемся режиме функционирования математическая модель рассматриваемой ГМС имеет вид:

; (19)

; (20)

, (21)

где D - диаметр плунжера 12; p4 и p2 - давления рабочей жидкости в камере управления 13 и в канале управления 17 соответственно; pсл - давление рабочей жидкости в сливной камере 10; с11 - жесткость пружины 11; Дhпр11 - предварительная деформация пружины 11; hзаз - величина зазора между толкателем плунжера 12 и затвором 7 в исходном состоянии; x7 - перемещение затвора 7 (величина открытия переливного клапана 9); dотв4 - диаметр выходного отверстия седла 4 переливного клапана 9; dнар4 - наружный диаметр кольца контакта затвора 7 с седлом 4 переливного клапана 9; Дhпр6 - величина предварительной деформации пружины 6; с6 - жесткость пружины 6; Q9 - расход рабочей жидкости через переливной клапан 9; Fотв - площадь живого сечения выходного отверстия переливного клапана 9 с учётом сечения проходящего через него толкателя затвора 7; c14 - жесткость пружины 14; Дhпр14 - величина начальной деформации пружины 14; x15 - величина хода затвора 15 дифференциального клапана 2 (величина его открытия).

Система неравенств (19)…(21) при совместном решении позволяет рассчитать конструктивные параметры автомата разгрузки, которые обеспечат четкое (релейное) переключение его функционирования из рабочего режима в режим перелива и наоборот, при заданных соотношениях функциональных параметров - нагрузочных и скоростных. Предлагаемая математическая модель была использована и показала свою адекватность и эффективность при разработке ГМС агрегата для обработки почв в садах и виноградниках. Динамическая модель ГМС с насосно-аккумуляторным СГП, оснащенным предлагаемым автоматом разгрузки включает в себя 9 дифференциальных уравнений, описывающих изменение давления в различных точках ГП, полученных в соответствии с методикой гл. 2. Кроме того, в неё входят дифференциальные уравнения, описывающие движения элементов ГМС.

; ;

; ,



; ;

; ;

; ,

где vко18 и vко3 - проекции на ось перемещения плунжера 12 скоростей движения затворов (шариков) обратных клапанов 18 и 3 соответственно; m18 и m3 - приведенные массы затворов (шариков) обратных клапанов 18 и 3 соответственно; p1 - давление рабочей жидкости на выходе гидронасоса; hко18 и hко3 - перемещения затворов (зазоры) обратных клапанов 18 и 3 соответственно; dко18 и dко3 - диаметры отверстий обратных клапанов 18 и 3 соответственно; Rпр18 и Rпр3 - силы воздействия пружин соответствующих клапанов на их затворы (шарики); t - время, отсчитываемое с момента начала движения затвора соответствующего клапана; v15 и v7 - проекции на ось перемещения плунжера 12 скоростей движения затворов дифференциального 15 и переливного 9 клапанов соответственно; p10 и p11 - давления рабочей жидкости на входе и выходе переливного клапана 4 соответственно; m15 и m7 - приведенные массы затворов дифференциального 15 и переливного 9 клапанов соответственно; x15 и x7 - перемещения затворов (зазоры) дифференциального 15 и переливного 9 клапанов соответственно; fотв16 и fотв4 - площади отверстий сёдел 16 и 4 дифференциального 15 и переливного 9 клапанов соответственно; fнар16 и fнар4 - площади сёдел 16 и 4 дифференциального 15 и переливного 9 клапанов соответственно по наружным диаметрам; fпл - площадь поперечного сечения плунжера 12; Rпр14 , Rпр5 и Rпр11 - силы воздействия пружин 14, 5 и 11 на затворы дифференциального 2 и переливного 9 клапанов; vп - проекция на ось ГЦ скорости движения его поршня; fп и fп.шт - площади поршня ГЦ соответственно со стороны поршневой и штоковой рабочих камер; p7 и p8 - давления рабочей жидкости в поршневой и штоковой рабочих камерах ГЦ соответственно; mп - приведенная масса поршня ГЦ; xп - перемещение поршня ГЦ; Rтр - проекция на ось перемещения плунжера 12 суммарной силы трения в подвижных соединениях поршня ГЦ; R1 - проекция на ось ГЦ силы воздействия на его шток со стороны нагрузки.

Полученная динамическая модель позволяет не только рассчитать конструктивные параметры автомата разгрузки, но и произвести оптимизацию конструктивных параметров автомата разгрузки и всей системы в целом с целью обеспечения наилучших свойств при работе в переходных процессах.

В четвёртой главе проводится анализ предлагаемых оригинальных конструкций гидроаппаратов, предназначенных для компенсации воздействия на выходное звено гидравлического двигателя знакопеременной нагрузки. Предлагается методика моделирования и расчёта ГМС со знакопеременной нагрузкой на базе следящего гидрозамка (ГЗ) в установившемся и неустановившемся режимах работы. Математическая модель рассматриваемой ГМС (рис. 11), при её работе на установившихся режимах, составлена на основе уравнений силового равновесия плунжера системы управления гидроприводом и силового равновесия поршня ГЦ с учётом неразрывности потока рабочей жидкости между гидронасосом и баком. После преобразований получены уравнения, описывающие работу ГМС со знакопеременной нагрузкой, выполненной на базе следящего ГЗ на установившихся режимах:

,

где ; ; ;

; ; ; ;

R - проекция на ось ГЦ силы действующей на его шток со стороны приводимой механической системы (попутная); pсл - давление в сливной (выходной) камере управления ГЗ; Дpсл - потери давления в сливном канале (между ГЦ и ГЗ); Дpн - потери давления в нагнетательном канале, (между ГЗ и ГЦ); Fпл - площадь сечения плунжера; Fп - площадь поршня ГЦ со стороны его поршневой полости;

Рис. 11 - Расчётная схема ГМС со знакопеременной нагрузкой на базе следящего ГЗ

Fп.шт - площадь поршня ГЦ со стороны его штоковой полости; Qн - действительная подача ГН; Fґрег - площадь, по которой регулируемый перепад давления Дpрег воздействует на плунжер; cпр - жесткость пружины Пр; y и h0 - величина открытия рабочего окна золотникового переменного сопротивления и его размер в полностью открытом состоянии соответственно; y0 - величина предварительного сжатия пружины в нерабочем состоянии ГЗ; Qрег - расход рабочей жидкости через переменное сопротивление (при закрытом плоском клапане); и - угол между осью регулирующего золотника и вектором скорости, протекающей через регулируемый зазор струи рабочей жидкости; с - плотность рабочей жидкости; dрег - диаметр регулирующего золотника; pц - давление, создаваемое нагрузкой в поршневой полости ГЦ; µрег - коэффициент расхода переменного сопротивления.

Динамическая модель ГМС со знакопеременной нагрузкой, оснащённой стабилизирующим устройством (СУ) (рис. 12), включает в себя 8 дифференциальных уравнений, описывающих изменение давления в различных точках гидравлической системы, полученных в соответствии с методикой гл. 2 и дифференциальные уравнения, описывающие движения элементов ГМС:

, ;

, ;

, ,

Рис. 12 - Расчётная схема ГМС со знакопеременной нагрузкой, оснащённой СУ

где vп - скорость движения поршня ГЦ; mп - масса всех подвижных частей ГМС, приведенная к штоку ГЦ 12; Rверх и Rниз - реакции упоров, действующие на поршень со стороны крышек ГЦ 12 в верхнем и нижнем его положениях соответственно; p7 и p8 - давления в штоковой и поршневой полостях ГЦ 12 соответственно; Rтр.ц - суммарная сила трения поршня о гильзу и штока в уплотнениях ГЦ 12; v18 - скорость движения затвора 18 клапана 20; Rотв5 - проекция на ось СУ силы, с которой давление p5 воздействует на затвор 18 клапана 20; Rпр17 - сила воздействия на затвор 18 пружины 17; Fшт.з - площадь штоков затворов 6 и 18 клапанов СУ; Fкл.нар - площадь пятна контакта затворов клапанов СУ с соответствующими седлами по их наружному диаметру; p6 и p15 - давления рабочей жидкости в соответствующих точках расчётной схемы; m18 - масса затвора 18 клапана 20; Rтр.18 - проекция на ось СУ силы трения затвора 18 клапана 20 о его корпус; v6 - скорость движения затвора 6 клапана 5; Rотв10 - сила воздействия на затвор 6 со стороны камеры управления 4; Rтолк6 - проекция на ось СУ силы, с которой плунжер 11 воздействует на толкатель затвора 6 клапана 5; p9 и p16 - давления рабочей жидкости в соответствующих точках расчётной схемы; mпр6 - приведенная масса затвора 6 с учётом всех подвижных масс (плунжера 11, затвора 6 и пружины 7); Rтр6 - проекция на ось СУ силы трения затвора 6 о корпус СУ; Rпр7 - сила воздействия на затвор 6 пружины 7; xп, x6 и x18 - перемещение поршня ГЦ и затворов 6 и 18 клапанов 5 и 20 соответственно. Здесь же приводятся результаты экспериментальных исследований различных ГМС со знакопеременной нагрузкой, подтвердивших работоспособность предлагаемых конструкций замедляющих устройств и адекватность их математических моделей.

Пятая глава посвящена моделированию и исследованию синхронной ГМС на базе ДДП мембранного типа. Осуществлён анализ ряда авторских конструкций ДДП мембранного типа и предлагаются методики их моделирования и исследования на установившихся и неустановившихся режимах работы.

Математическая модель работы ДДП с переменными гидравлическими сопротивлениями в виде узких щелей (рис. 13) на установившихся режимах представляет собой систему уравнений:

Рис. 13 - (а) - общий вид ДДП мембранного типа с выходными отверстиями в виде щелей; (б) - его расчетная схема

;

; ;

,

где l - длина провисания полотна ГМЭ в свободном состоянии; Eм - модуль упругости материала полотна ГМЭ на растяжение; дм - толщина полотна ГМЭ; дщ - ширина выходной щели; y - величина перекрытия щели (диаметр пятна контакта ГМЭ с основанием рабочей подкамеры); D - диаметр защемления полотна ГМЭ в корпусе; x0 - глубина расточки подкамеры управления; г - удельный вес рабочей жидкости; g - ускорение свободного падения; Fч и Fщ - площади живых сечений входных дросселей и выходных щелей соответственно; е - относительная ошибка синхронизации ДДП; Q -половина суммарного расхода рабочей жидкости на входе ДДП; мч, мрег и мщ - коэффициенты расхода соответственно входных сопротивлений, регулируемого сопротивления и выходной щели; y0 - длина выходной щели в открытом состоянии.

На рис. 14 представлены статические нагрузочные характеристики ДДП с переменными сопротивлениями в виде щелей а) - теоретические, б) - экспериментальные.

Динамика работы синхронной ГМС на базе ДДП (рис. 15) описана рядом дифференциальных уравнений. Приращения давлений в соответствующих точках расчетной схемы определяется 9-ю дифференциальными уравнениями, составленными в соответствии с методикой главе 2.

Рис. 14 - Зависимость относительной ошибки синхронизации ДДП (е) от перепада давления Дp в ветвях макета ДДП мембранного типа: а) расчётные, при ширине щели: 1 - дщ = 1,2 мм; 2 - дщ = 1,0 мм; 3 - дщ = 0,7 мм; б) экспериментальные, при толщине мембраны 1,2 мм: 4 - первая ветвь; 5 - вторая ветвь

гидравлический аппарат синхронизация макет

Перемещение подвижных элементов системы описаны уравнениями:



;

;

+,

где p3…12 - давление в соответствующих точках расчётной схемы; Fм.э - эффективные площади ГМЭ 15 и 8, определяемые в соответствии с методикой гл. 2; Fтолк - площадь поперечного сечения штока 4 (толкателя) в его расширенной части; Qp1,2 - расходы через переменные сопротивления 14 и 9 соответствующих ветвей; Fо и Fо.нар - площади дросселирующего кольца седла переменных гидравлических сопротивлений 14 и 9 по внутреннему и наружному диаметрам соответственно; Fп1,2 и v1,2 - площади поршней соответствующих ГЦ и скорости движения их штоков; Fшт1,2 - площади поперечных сечений штоков ГЦ; M1,2 - массы подвижных элементов ГМС, приведенные к штокам соответствующих ГЦ; R1,2 - силы, приложенные к штокам соответствующих ГЦ; Rтр.ц1,2 - силы трения, возникающие при движении штоков соответствующих ГЦ; mрег и vрег - масса и скорость перемещения подвижной части регулирующего элемента ДДП (ГМЭ 15, 11 и шток 4) соответственно; с - плотность рабочей жидкости.

Рис. 15 - Схема синхронной ГМС на базе ДДП

Прямым численным интегрированием предложенной математической модели получены: изменение во времени давлений в различных точках СГП, положение каждого движущегося элемента ГМС в пространстве, их скорости и ускорения в реальном масштабе времени и другие функциональные параметры.

Ошибку деления ДДП можно определить двумя способами - через скорости движения штоков ГЦ е(v), либо по расходу рабочей жидкости через чувствительные элементы е(Qч)

, ,

где Fп - площадь поршней синхронизируемых ГЦ.

На рис. 16 приведены графики изменения во времени ошибки синхронизации, рассчитанной для ГМС, в которой приведенные массы М1 = 400 кг, М2 = 80 кг; силы приложенные к штокам ГЦ R1 = 100 Н, R2 =104 Н; расход на входе ДДП 2Q = 0.8 10-3 м3/с.

Из анализа результатов расчётов видно, что уже после практической стабилизации расходов через ДДП е(Qч) ? Const, ошибка синхронизации посчитанная по скорости движения штоков ГЦ е(v) продолжает колебаться с достаточно большой амплитудой. Это указывает на то, что штоки ГЦ ведут себя практически независимо друг от друга и объясняется тем, что сжимаемая жидкость выполняет функции «гидравлической пружины», что приводит к потере жёсткой связи между поршнями синхронизируемых ГЦ.



Рис. 16 - Изменение во времени ошибки синхронизации ДДП

С целью проверки поведения синхронной ГМС на базе ДДП при наличии возбуждающей нагрузки произведены расчёты ГМС, включающей два ГЦ с диаметрами поршней D = 90 мм, диаметрами штоков d = 40 мм и ходом поршней 0,9 м. Расчёты проводились при следующем режиме нагружения:

- приведенные массы подвижных элементов M1 =M2 =500 кг;

-постоянно действующие силы, приложенные к штокам R1 = R 2 = 50 кН;

- расход жидкости на входе ДДП 2Q = 8 10-4 м3/с.

При этом толщина стенок гидролиний принималась равной 1 мм, а стенок ГЦ - 5 мм, модуль упругости рабочей жидкости Еж = 1200 МПа, модуль упругости материала стенок Ест = 2·105 МПа.

Через 0,5 секунды после пуска ГМС в работу на один из штоков ( на шток 1-го ГЦ) начинает дополнительно воздействовать гармоническое возбуждающее нагружение величиной Rв = 5Sin[щ(t-0,5)] кН, где t - время, отсчитываемое с момента пуска ГМС. Расчёты производились при различных значениях частоты щ изменяемой в диапазоне щ = 0…250 с-1. На рис. 17…19 приведены графики изменения скоростей движения штоков синхронизируемых ГЦ по мере их выдвижения. Кривые 1 - скорости движения штока первого ГЦ, кривые 2 - скорости движения штока второго ГЦ.

Анализ полученных результатов показывает, что при низких частотах возбуждения (щ=5…20с-1), возбуждение создаваемое на первом ГЦ не оказывает заметного влияния на параметры движения штока второго ГЦ (рис. 17). Однако шток первого ГЦ при этом движется с переменной скоростью. Амплитуда колебаний скорости возрастает по мере выдвижения штока из гильзы, это связано с увеличением количества рабочей жидкости в рабочей полости гидроцилиндра, то есть, с уменьшением его ПОЖ.

Рис. 17 - Изменение скорости движения штоков ГЦ, при щ = 5 с-1

При дальнейшем увеличении частоты возбуждения рост амплитуды колебания скорости штока первого ГЦ прекращается по достижении некоторого максимума (рис. 18). Максимум амплитуды при возрастании частоты возбуждения смещается в сторону малых выдвижений штока из гильзы, а при значительных величинах частоты возбуждения (щ > 140с-1) максимальное значение амплитуды колебания скорости штока первого ГЦ наблюдается в начале хода с последующим её уменьшением. При некоторых значениях частоты возбуждения колебания скорости штока возбуждаемого ГЦ приобретают новые амплитудно-частотные модуляции (рис. 19).

Таким образом, ДДП обеспечивают удовлетворительную работу синхронных механизмов, не требующих высокой степени согласования. Однако, в ГМС предъявляющих повышенные требования к точности позиционирования исполнительных механизмов, на качество работы существенное влияние оказывают упругие свойства рабочей жидкости и гидравлической системы, допуски на изготовление конструктивных элементов и другие факторы, влиянием которых ранее пренебрегали. В связи с выше изложенным, становится актуальным вопрос замены синхронных ГМС на базе ДДП, системами автоматического управления с обратной связью по положению исполнительных элементов, а изучению явления гидромеханического резонанса в ГМС следует уделить пристальное внимание. Далее приводится информация об экспериментальных исследованиях, подтвердивших надёжность работы ДДП мембранного типа различных конструктивных исполнений.

Рис. 18 - Изменение скорости движения штоков ГЦ, при щ = 100 с-1

Рис. 19 - Изменение скорости движения штоков ГЦ, при щ = 210 с-1



В шестой главе произведено моделирование, исследование и оптимизация ГМС мобильной машины на примере аэродромной уборочной машины. Динамика силового ГП щётки, рассматриваемой ГМС (рис. 20, а) описывается 5-ю дифференциальными уравнениями, составленными в соответствии с методикой, изложенной в гл. 2. Движение исполнительного механизма - вала щёточного устройства описывается уравнением

,

где щм - угловая скорость вращения вала гидромоторов (ГМ); ММ - крутящий момент, создаваемый каждым из ГМ; МВР - крутящий момент, передаваемый ГМ валу барабана (вращающий момент); Jрот.М - момент инерции роторов ГМ.

Рис. 20 - а) принципиальная гидравлическая схема привода ГМ; б) изменение давления и скорости вращения щётки, при её пуске

При составлении математической модели, описывающей динамику работы механической системы уборочной машины использованы уравнения Лагранжа с неопределёнными множителями с дополнительными голономными связями



,

где - обобщенные координаты системы, T и П - соответственно, кинетическая и потенциальная энергии системы; Ф - диссипативная функция системы; - обобщенные силы системы; - дополнительные голономные связи копирования, налагаемые на систему.

После подстановки выражений для кинетической, потенциальной энергий системы, диссипативной функции и обобщённых сил в уравнения Лагранжа и их преобразований, получена система из 9 (в основном нелинейных) дифференциальных уравнений, описывающая динамику механической системы рассматриваемой ГМС. При проведении теоретических исследований ГМС уборочной машины использована система MATLAB7.0.1 и её подсистема моделирования динамических процессов Simulink. Расчёт математической модели производится с использованием блока Differential Equation Editor. Схема модели исследуемой ГМС приведена на рис. 21. На рис. 20,б) приведены график изменения давления на входе ГМ (1) и график изменения угловой скорости щетки (2). Оптимизация ГМС привода щётки осуществляется на основе её математической модели с использованием метода условной оптимизации - «Метода скользящего допуска». Целью оптимизации является нахождение оптимальных рабочих объемов второго ГН и обоих ГМ, а также оптимального передаточного отношения от валов ГМ на вал щетки , при которых давление в ГН pн не превосходит 16,5 МПа. Минимальное значение целевой функции обеспечивают следующие оптимальные значения рабочего объема второго ГН V0.Н2 = 150 см3, рабочего объема ГМ V0.М = 250 см3 и значение передаточного отношения iМ =0,3. Давление в ГН от потребного момента pН (Мвр.потр) = 8 МПа. Значение угловых скоростей в об/мин: щБ = 748 об/мин., щН = 222,5 об/мин.

Рис. 21 - Схема модели

В седьмой главе автор, приняв за прототип перфорационный пресс ППГ-1600, предлагает порядок проектирования, исследования и оптимизации параметров быстродействующего пресс-молота. Пресс - прототип имеет схему СГП, работающего на насосноаккумуляторном источнике расхода, содержащем один ГПА, что позволяет ему совершать 80 рабочих движений в минуту при толщине пробиваемой детали до 10 мм и развивать при этом усилие 1600 кН. Автором предложена оригинальная схема СГП, представленная на рис. 22, включающая два ГПА и комбинированные гидромеханические упоры. При моделировании рабочего цикла полученного пресс-молота давления в различных точках определялись в соответствии с предложенной методикой:

; ; ; ; ; ;

; ; ; ;

; ;

; ,; ; ,

Рис. 22 - Принципиальная гидравлическая схема перфорационного пресс-молота

где СV1…СV6, СV8 и СV10 - ПОЖ соответствующих участков СГП; СVп и СVшт - ПОЖ поршневой и штоковой полостей ГЦ соответственно; Qн - действительная подача ГН; Qф - расход рабочей жидкости через фильтр; Qок1… Qок6 - расходы рабочей жидкости через соответствующие обратные клапаны; Qкп1 и Qкп2 - расходы рабочей жидкости через соответствующие предохранительные клапаны; Qа.Р1 - расход рабочей жидкости в линии "а" гидрораспределителя Р1; Qb.Р1 - расход рабочей жидкости в линии "b" распределителя Р1; QР2…QР5 - расход рабочей жидкости через соответствующий гидрораспределитель; Qак1 и Qак2 - расходы рабочей жидкости на выходе соответствующего ГПА, принимается положительным при его заполнении; Qн.п и Qн.шт - расходы рабочей жидкости через насадки на входе в поршневую и выходе из штоковой полостей ГЦ соответственно; Дp6-7, Дp8-9, Дp2-11, Дp3-12, Дp13-14 и Дp14-Б - потери давления на соответствующем участке СГП; dп и dшт - диаметры поршня и штока ГЦ соответственно; v - скорость движения штоков ГЦ.

Действительная подача гидронасоса (ГН) определяется с учётом его объёмных потерь и свойств электродвигателя по уравнениям:

; ; ; ; ,

где V0н - рабочий объём ГН; щ - угловая скорость вращения вала ГН; зо - текущее значение объемного к.п.д. ГН; зо.ном - номинальное значение объёмного к.п.д. ГН принимается равным объёмному к.п.д. при номинальном давлении; pн.ном - номинальное давление ГН; pн - текущее значение давления на выходе ГН; Iэ и Iн - осевые моменты инерции роторов электродвигателя и ГН соответственно; Mэ и Mн - крутящий момент создаваемый электродвигателем и момент сопротивления вала ГН соответственно; Mкр - критический момент электродвигателя; Sкр и S - критическое и текущее скольжения электродвигателя соответственно; гм - гидромеханический к.п.д. ГН.

При составлении математической модели рассматриваемой ГМС работа фильтра, обратных и предохранительных клапанов, а также гидрораспределителей описывается их гидромеханическими характеристиками.

Движение исполнительного механизма связанного со штоками двух одинаковых ГЦ описывается уравнениями:

; ,

где m - масса всех подвижных частей механизма, равномерно приведенная к штокам ГЦ; x - перемещение поршня (за x = 0 принимается момент несилового контакта поршня с днищем ГЦ); Rв и Rн реакция упоров действующих на поршень со стороны крышек гидроцилиндров в верхнем и нижнем положениях соответственно; g - ускорение свободного падения; R - нагрузка на исполнительном механизме; Rтр - сила трения в уплотнениях ГЦ.

При расчёте ГПА можно воспользоваться уравнениями (16)…(18), либо, рассматривая их входные штуцеры как цилиндрические насадки с диаметром dшт.ак и длиной lшт.ак, определить расход рабочей жидкости по формулам:

; ; ,

где м - коэффициент расхода цилиндрического насадка; pак и pак.вх - соответственно давление газа в ГПА и рабочей жидкости на его входе; p0 - давление зарядки свободного от рабочей жидкости ГПА; V0 - полный объём ГПА; Vж - объём жидкости в аккумуляторе; NН и ЕН - мощность и энергия, потребляемые ГН соответственно; зн - полный к.п.д. ГН.

Для решение предложенной математической модели автором на языке Паскаль разработана специальная программа, использующая численные методы решения дифференциальных уравнений, при помощи которой произведены исследования влияния основных конструктивных и технологических параметров ГМС пресс-молота на качество его функционирования. Произведена оптимизация ГМС пресс-молота и режимов его работы в процессе пробивки стального листа толщиной S = 0.01м, который создаёт максимальное усилие сопротивления перемещению пуансона Rmax = 1600 кН. Сравнительный анализ показал, что использование двухаккумуляторной схемы позволяет повысить быстродействие прототипа с 80 до 112 ударов в минуту при среднецикловом КПД 20% (рис. 23).

Рис. 23 - Графики изменения во времени функциональных параметров базовой конструкции пресс-молота с двумя гидроаккумуляторами: 1 - перемещение пуансона, мм; 2 - давление на входе АК1, МПа; 3 - давление в поршневых полостях ГЦ, МПа; 4 - давление в штоковых полостях ГЦ, МПа; 5 - давление на входе АК2, МПа; 6 - среднецикловой КПД, %

Из рисунка (рис. 24) видно, что быстродействие оптимизированной конструкции пресс-молота с простыми механическими упорами, составляет более 455 ударов в минуту при среднецикловом КПД около 15% по сравнению с базовым - 211 ударов в минуту при среднецикловом КПД 20%. Т.е. за счёт оптимизации численных значений конструктивных и функциональных параметров производительность базовой конструкции пресс-молота повышается почти в 2,2 раза, а по сравнению с прессом - прототипом производительность повышается более чем в 4,1 раз.

Оптимизация параметров пресс-молота, оснащённого двумя ГПА в сочетании с гидромеханическими тормозными устройствами, повышают его быстродействие до 560 ударов в минуту (рис. 25), что почти на 23,1% больше, чем у того же пресс-молота с механическими упорами (рис. 24), и в 5 раз больше по сравнению с прессом - прототипом.

Рис. 24 - Графики изменения во времени функциональных параметров оптимизированного пресс-молота с механическими упорами (рабочий объём гидронасоса V0= 100 см3): 1 - перемещение пуансона, мм; 2 - среднецикловой КПД, %; 3 - давление в поршневых полостях ГЦ, МПа; 4 - давление в штоковых полостях ГЦ, МПа; 5 - давление в рабочей камере АК2, МПа



Рис. 25 - Графики изменения во времени функциональных параметров оптимизированного пресс-молота с гидромеханическими упорами (рабочий объём гидронасоса V0= 100 см3 ): 1 - перемещение пуансона, мм; 2 - среднецикловой КПД, %; 3 - давление в поршневых полостях ГЦ, МПа; 4 - давление в штоковых полостях ГЦ, МПа; 5 - давление в рабочей камере АК2, МПа



ВЫВОДЫ

1. Выявленные особенности динамики функционирования ГМС ММ и ТО с учётом нелинейности характеристик, деформации трубопроводов, неравномерности подачи рабочей жидкости и её сжимаемости позволили ввести понятие объёмной жёсткости ГМС и их элементов, что обеспечивает повышение качества анализа переходных процессов и значительно снижает трудоёмкость исследований их динамики при одновременном повышении точности получаемых результатов.

2. Представленная обобщённая структура, рассматривая ГМС ММ и ТО как единую энергетическую систему с учётом свойств и особенностей, составляющих подсистем, дала возможность предложить методологические основы их моделирования и оптимизации с учётом ПОЖ применительно к конкретным условиям эксплуатации и выполняемых функций.

3. Разработанные математические модели ГМС, использующих гидравлические аппараты различного функционального назначения, созданные с использованием доработанной конструкции переменного гидравлического сопротивления типа плоский клапан с учётом изменения эффективной площади ГМЭ, позволяют осуществить подбор оптимальных значений их конструктивных параметров ещё на стадии проектирования для конкретных условий эксплуатации и выполняемых задач.

4. Проведенные экспериментальные исследования подтвердили работоспособность, предлагаемого стабилизирующего устройства гидропривода со знакопеременным нагружением и выявили факторы, влияющие на качество его работы. Теоретически доказана и экспериментально подтверждена возможность изменения скорости движения выходного звена гидродвигателя с попутным нагружением путём изменения подачи источника питания, без использования дополнительных тормозящих устройств.

5. Теоретические исследования синхронных ГМС на базе ДДП показали, что они обеспечивают достаточную точность функционирования на установившихся режимах. Однако, при наличии переменной нагрузки, на функционирование ГМС существенное влияние оказывает ПОЖ системы, создающая условия для работы в резонансном режиме. В связи с этим в ГМС, работающих при переменных нагрузках и предъявляющих высокие требования к точности синхронизации, целесообразно использовать следящие гидравлические приводы с обратной связью по положению исполнительного механизма, а выявлению условий возникновения резонанса и возможных методов борьбы с ним необходимо уделять особое внимание. Доказано также, что надёжность ДДП мембранного типа достаточна для обеспечения продолжительной работы ГМС с циклическим режимом нагружения в течение всего срока службы (наработка на отказ составляет более 6,6·105 циклов).

6. Установлено, что на динамику работы мобильных машин первостепенное влияние оказывает механическая система ввиду неуравновешенности вращающихся масс, а также - в результате воздействия окружающей среды (в случае с уборочной машиной - очищаемой поверхности взлётно-посадочных полос и рулёжных дорожек). Предложенная математическая модель аэродромной уборочной машины позволяет выявить влияние указанных воздействий на режим работы машины. Оптимизация параметров ГМС позволила обеспечить наиболее экономичный режим её функционирования. При этом обнаружена целесообразность уменьшения рабочего объёма питающего ГН с 250 до 150 кубических сантиметров. Одновременно доказана целесообразность применение в ГМС щёточного устройства дроссельной синхронизации параллельно работающих ГМ. С этой целью был использован дроссельный делитель потока незолотникового типа.