WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!

 

На правах рукописи

Рыбак Александр Тимофеевич

теория и методОЛОГИЯ расчёта и проектирования систем приводов технологическИХ МАШИН

и агрегатов апк

Специальности:

05.02.02 – машиноведение, системы приводов и детали машин;

              05.02.13 – машины, агрегаты и процессы (в АПК)

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени

доктора технических наук

Ростов-на-Дону – 2011

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Ростовский государственный университет путей сообщения» (РГУПС) и Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Донской государственный технический университет» (ДГТУ)

Научные консультанты:         доктор технических наук, профессор

                               Жаров Виктор Павлович;

                               доктор технических наук, профессор

                               Богуславский Игорь Владимирович.

Официальные оппоненты:        доктор технических наук, доцент

                               Шишкарёв Михаил Павлович;

                               доктор технических наук, профессор

                               Краснов Николай Иванович;

                               доктор технических наук, профессор

                               Попиков Пётр Иванович.

Ведущая организация:        ОАО «Роствертол».

Защита состоится 3 марта 2011 г. в 11 часов на заседании диссертационного совета Д 212. 058. 06 при Донском государственном техническом университете по адресу: 344000, г. Ростов-на-Дону, пл. Гагарина, 1, ауд. 252.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Донского государственного технического университета.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью просьба направлять в адрес диссертационного совета.

Автореферат разослан _____ января  2011 г.

Учёный секретарь диссертационного совета,

доктор технических наук, профессор                        Ю.И. Булыгин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Одной из главных составных частей технологических машин и агрегатов является их привод. В качестве силового привода зачастую используют гидравлический привод, функциональные и эксплуатационные особенности которого оказывают, как правило,  решающее влияние на свойства гидромеханической системы и технологических машин в целом. В связи с этим изучению силового гидравлического привода уделяется пристальное внимание. Однако, в состав силового гидравлического привода технологических машин и агрегатов, в той или иной форме, обязательно входят электрический и механический приводы, что превращает его в систему приводов различного вида. Подавляющее большинство современных исследований посвящены изучению гидравлических приводов, основу которых составляют гидравлические аппараты золотникового типа, что сдерживает возможности применения в системах приводов технологических машин новых конструкционных материалов. Многие технологические машины и агрегаты (особенно в АПК) работают в тяжёлых условиях, характеризуемых повышенными температурой и запылённостью, низким качеством рабочей жидкости и другими неблагоприятными признаками, что значительно снижает надёжность и качество функционирования систем приводов, оснащённых гидравлическими аппаратами золотникового типа. При современном уровне рабочих давлений в гидравлической системе, усилий и скоростей перемещения рабочих органов технологических машин и агрегатов АПК на первый план выступают вопросы сжимаемости рабочей жидкости и податливости гидравлических элементов системы приводов, что требует дальнейшего совершенствования теории и методологии их расчёта. Таким образом, тема диссертационной работы является актуальной и своевременной

Научная проблема, решаемая в настоящей работе, заключается в разработке теоретических основ и методологии проектировочного расчёта систем приводов технологических машин и агрегатов АПК, оснащённых гидравлическими аппаратами не золотникового типа с учётом нелинейности 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 конкурентоспособности технологических машин и агрегатов АПК путём обеспечения при проектировании требуемых показателей назначения за счёт усовершенствования теории и методов конструкторского расчёта рациональных параметров систем приводов с учётом объёмной жёсткости их гидравлических систем.

Для достижения цели необходимо решить задачи исследования:

– изучить системы приводов, используемые в технологических машинах и агрегатах АПК, определить перспективные пути их дальнейшего развития;

– выявить особенности функционирования систем гидравлических приводов технологических машин и агрегатов АПК с учётом нелинейности их характеристик, деформации трубопроводов, неравномерности подачи рабочей жидкости и её сжимаемости;

– дать определение и выявить особенности объёмной жёсткости, как свойства гидравлических систем технологических машин и агрегатов;

– получить аналитические зависимости для расчёта коэффициентов объёмной жёсткости гидравлических систем при проектировании систем приводов технологических машин и агрегатов АПК;

– предложить запорно-регулирующие элементы незолотникового типа, отвечающие требованиям функционирования систем приводов технологических машин и агрегатов в АПК, и теорию их расчёта;

– экспериментально подтвердить основные положения предложенной теории расчёта рациональных параметров гидравлических систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения;

– разработать математические модели систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения с гидравлическими аппаратами автоматического регулирования не золотникового типа и произвести их расчёт;

– привести примеры использования предложенных теории и методологии расчёта при проектировании систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного назначения.

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.

Специальность 05.02.02 – машиноведение, системы приводов и детали машин:

– введено и раскрыто понятие объёмной жёсткости, как свойства гидравлических систем приводов технологических машин и агрегатов АПК, характеризирующего переходные процессы систем приводов; аналитически получены закономерности расчёта коэффициентов приведенной объёмной жёсткости гидравлических систем машин и агрегатов, а также их элементов, что позволяет с высокой степенью точности и достоверности производить расчёты систем приводов, включающих силовой гидравлический привод (п. 5 паспорта);

– разработана методология моделирования систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения на базе аппаратов не золотникового типа, учитывающая объёмную жёсткость их гидравлических систем (п. 2 паспорта);

– на основе предложенной методологии моделирования разработаны математические модели систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения; проведены их исследования и расчёт рациональных значений основных конструктивных и функциональных параметров (п.п. 2 и 6 паспорта);

– предложено при расчёте систем приводов технологических машин и агрегатов, оснащённых аппаратами автоматического регулирования мембранного типа, рассматривать работу гибкого мембранного элемента с жёстким центром в пяти зонах, обеспечивающих изменение его жёсткости по различным законам; получены аналитические зависимости, описывающие условие работы мембранного элемента в той или иной зоне, для каждой из которых выведены формулы по определению эффективной площади (п.п. 1,2 и 8 паспорта).

Специальность 05.02.13 – машины, агрегаты и процессы (в АПК):

– разработаны научные и методологические основы проектирования систем приводов машин и агрегатов АПК, на основе предложенных автором конструкций переменных гидравлических сопротивлений не золотникового типа («плоский клапан» и «щель переменной длины»), наиболее полно отвечающих условиям эксплуатации систем приводов в АПК (п. 1 паспорта);

– разработаны математические модели и алгоритмы расчёта систем приводов технологических машин и агрегатов АПК, спроектированных на базе гидравлических аппаратов не золотникового типа с учётом объёмной жёсткости их гидравлической системы (п. 1 паспорта);

– выявлен нелинейный характер и закономерности изменения коэффициентов приведенной объёмной жёсткости трубопроводов и других элементов круглого сечения гидравлических систем технологических машин и агрегатов АПК, что позволяет с высокой степенью точности и достоверности исследовать динамические процессы функционирования машин и агрегатов АПК (п. 6 паспорта);

Практическая значимость работы

– разработаны структуры приводов технологических машин и агрегатов АПК различного вида, а также обобщённая структура системы привода на базе гидравлических аппаратов не золотникового типа различного функционального назначения;

– разработаны методики и программное обеспечение для расчёта систем приводов  технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения с учётом приведенной объёмной жёсткости их гидравлических систем;

– найдены оригинальные конструктивные решения переменных гидравлических сопротивлений не золотникового типа, на основе которых разработан ряд научно обоснованных и защищённых авторскими свидетельствами и патентами конструкций,  гидравлических устройств не золотникового типа различного целевого назначения, принятых к использованию на предприятиях машиностроения, в том числе для АПК;

– разработаны методики расчёта систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения, оснащённых гидравлическими аппаратами не золотникового типа, принятые к применению конструкторскими подразделениями различных машиностроительных предприятий России, в том числе для АПК;

– дроссельный делитель потока мембранного типа, разработанный автором и рассчитанный по предложенной им методике, серийно выпускается Омским заводом «Гидропривод» и используется в системах приводов широкозахватных почвообрабатывающих агрегатов.

Результаты исследований внедрены.

Омским заводом «Омскгидропривод» в 1987 году поставлена на серийное производство, предложенная автором и рассчитанная по его методике конструкция дроссельного делителя потока ДСП 01.000, используемая в системах приводов сельскохозяйственных машин (широкозахватных культиваторов КЗК-10 и КПЗ-9,7 и др.). Там же, при участии автора, разработана конструкция дроссельного делителя-сумматора потоков с чувствительными элементами в виде трубок Вентури, который планировался к постановке на производство взамен делителя-сумматора ДСП 01.000. Ожидаемый экономический эффект от такой замены составлял 10,5 (десять рублей пятьдесят копеек) на одно изделие в ценах 1987 года.

Разработанная автором методика расчёта мембранных делителей и делителей-сумматоров с запорно-регулирующим элементом сопло-заслонка (плоский клапан) принята конструкторским отделом завода «Омскгидропривод» г.Омск для практического применения.

Разработанный автором дроссельный делитель-сумматор мембранного типа с чувствительными элементами в виде трубок Вентури ДСВ-00.000 использован ГСКБ по культиваторам и сцепкам г. Ростов-на-Дону в составе гидравлического привода опытного образца широкозахватного культиватора КШУ-12, испытания которого, давшие положительный результат, проводились с марта 1985 года по сентябрь 1987 года.

Результаты исследований систем приводов со знакопеременным нагружением приняты к практическому применению в ГСКБ по культиваторам и сцепкам г. Ростов-на-Дону и были использованы при совершенствовании гидравлического привода широкозахватных культиваторов. Реверсивная стабилизирующая система клапанного типа применена в гидроприводе позиционирования крайних секций широкозахватных почвообрабатывающих машин в вертикальной плоскости на угол, больший 90°. Методика расчёта систем приводов со знакопеременной нагрузкой в частности использована при разработке гидросистемы культиватора КШУ-12А, освоенного серийным выпуском Грязинским культиваторным заводом.

По заказу ОАО «Аэропорт Ростов-на-Дону» автором в составе научной группы ДГТУ произведены исследования и модернизация системы привода аэродромной уборочной машины ДЭ-224, в результате которой по разработанной автором методике найдены рациональные значения основных параметров гидравлического привода щёточного механизма, позволившие обеспечить работу ДВС машины в номинальном режиме. При модернизации гидравлического привода применён дроссельный делитель потока незолотникового типа. От комплексного использования указанных и других доработок системы привода аэродромной уборочной машины получен экономический эффект 11500 (одиннадцать тысяч пятьсот) рублей на одну машину в ценах 2006 года.

В 2008 году предприятием ЗАО «Завод по выпуску КПО» принял к использованию разработанную автором на базе перфорационного пресса ППГ-1600 конструкцию двухаккумуляторной  системы привода перфорационного пресс-молота усилием 1600 кН. Ожидаемый годовой экономический эффект от внедрения результатов исследований на предприятии ЗАО «Завод по выпуску КПО» составляет 515000 (пятьсот пятнадцать тысяч) рублей в ценах 2008 года.

Разработанная автором методика расчёта гидрофицированных пресс-молотов принята к использованию в ассоциации «Станкоинструмент». С использованием указанной методики и новых схемотехнических решений, включающих использование насосно-аккумуляторного источника питания с оригинальной конструкцией разгрузочного клапана, произведена рационализация технических параметров гидравлического перфорационного пресса усилием 1600 кН (160 тс) модели ППГ 160.00.001, позволившая повысить частоту рабочего 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.

Апробация работы.

Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались на:

– всесоюзной научно-технической конференции "Основные направления развития техники для возделывания и уборки сахарной свеклы и кукурузы по индустриальным технологиям в свете продовольственной программы CCCP''. – Харьков, 1986 год; всесоюзной научно-технической конференции «Состояние и перспективы развития электро- и гидроприводов сельскохозяйственных машин». – Москва, 1989 год; 2-й, 3-й и 6-й международных научно-технических конференциях «Новые технологии управления движением технических объектов», Новочеркасск, 1999, 2000 и 2003 годы; международной научно-технической конференции «Современное состояние и перспективы развития гидромашиностроения в XXI веке», Санкт-Петербург, 2003 год; международной научно-технической конференции «Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении. Экология и жизнеобеспечение. Информационные технологии в промышленности и образовании». Ростов-на-Дону, 2005 год; международной научно-технической конференции «Современные проблемы машиноведения и высоких технологий», посвященной 75-летию ДГТУ. Ростов-на-Дону, 2005 год; международной научно-практической конференции «Металлургия. Машиностроение. Станкоинструмент.» в рамках промышленного конгресса юга России. Ростов-на-Дону, ВЦ «ВертолЭкспо»,  2006 год; третьей международной конференции «Проблемы механики современных машин». Улан-Удэ,  2006 год; X-й международной научно-практической конференции «Современные технологии в машиностроении». Пенза 2006 год; международной научно-технической и научно-методической  конференции «Гидрогазодинамика, гидравлические машины и гидропневмосистемы». Москва, 2006 год; международной научно-технической конференции «Эффективные технологические процессы в металлургии, машиностроении и станкоинструментальной промышленности», Ростов-на-Дону, 2007 г.; V-й международной научно-технической конференции «Материалы и технологии XXI века». г. Пенза 2007 год; международной научно-технической конференции «Динамика технологических систем», Ростов-на-Дону, 2007 г.; международной научно-технической  конференции «Инновационные технологии в машиностроении», Ростов-на-Дону, ВЦ «ВертолЭкспо», 2008; международной научно-технической  конференции «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития», Санкт-Питербургб, 2008; международной научно-технической  конференции «Перспективные направления развития технологии машиностроения и металлообработки», Ростов-на-Дону, ДГТУ, 2008; международной научно-практической  конференции «Инновационные технологии в машиностроении», Ростов-на-Дону, ВЦ «ВертолЭкспо», 2009; международной научно-практической  конференции «Инновационные технологии в машиностроении», Ростов-на-Дону, ВЦ «ВертолЭкспо», ДГТУ, 2010; 6-й международной научно-технической конференции «Гидравлические машины. Гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития», СПбГПУ. – СПб., 2010; IX Международной научно-технической конференции «Инновация, экология и ресурсосберегающие  технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства», Ростов н/Д, 2010; ежегодных научно-технических конференциях ДГТУ (РИСХМа) с 1981 года.

Публикации. По теме диссертации автором опубликовано 84 научные работы (20 без соавторов), в том числе: 24 в журналах из списка, рекомендованного ВАК (8 без соавторов); 3 монографии (2 без соавторов); 18 авторских свидетельств СССР и патентов РФ.

Структура и объём диссертации. Диссертация состоит из введения, шести разделов, общих выводов и рекомендаций, заключения, списка использованных источников из 259 наименований и приложений, имеет 141 рисунок, 23 таблицы и изложена – основное содержание на 345 страницах, приложения на 80 страницах машинописного текста.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность рассматриваемой в работе проблемы, кратко описываются элементы научной новизны и практической полезности; терминология и основные сокращения, в частности:

– Технологическая машина – совокупность различных технических устройств, предназначенная для преобразования обрабатываемых объектов за счёт изменения их формы, свойств и состояния.

– Привод (система привода) – силовой привод, установленный на технологической машине или агрегате, использующий в качестве первичной энергии, как правило, трёхфазную сеть переменного тока (стационарные технологические машины), либо двигатель внутреннего сгорания (ДВС – мобильные технологические машины и агрегаты АПК).

– Гидравлические аппараты золотникового типа – аппараты, использующие переменные гидравлические сопротивления образован-ные острыми кромками пары золотник – втулка. Не золотниковые гидравлические аппараты используют переменные гидравлические сопротивления, образуемые иным от золотниковых способом.

– Интегративное (эмерджентное) свойство – свойство совокупности, которое не является суммой или средневзвешенным свойств отдельных компонентов совокупности. Совокупность, обладающая интегративным свойством, называется системой.

В первой главе рассмотрены и проанализированы различные типы приводов технологических машин и агрегатов АПК. Выявлено, что энерговесовые, точностные, динамические и стоимостные характеристики, возможности системы управления во многом определяются типом используемого привода. Определенных границ использования приводов каждого типа не существует. В различных классах технологических машин и агрегатов применяются электрические, гидравлические, пневматические, магнитные и вакуумные приводы.

Несмотря на то, что личность конструктора значительно влияет на результаты, процесс проектирования имеет объективную основу и развивается по объективным законам. С целью получения представления об основных этапах развития приводов проведен анализ их "эволюционной цепочки", на основе которого выявлены и описаны межэтапные закономерности изменения структуры приводов технологических машин. Проведен анализ функций различных поколений привода, результаты которого позволили построить конструктивные функциональные структуры приводов. Выявлены тенденции и особенности развития, а также показатели качества и закономерности строения привода технологических машин и агрегатов.

Рисунок 1. Структура обобщённого привода

технологических машин и агрегатов АПК

Описана функциональная схема обобщенного привода (рис. 1), выявленная на основе анализа результатов эволюционного развития и анализа различных классов технологических машин; представлены различные варианты приводов технологических машин по физико-энергетической сущности. Особенности структуры обобщенного привода отражены при анализе его функций и рассмотрении состава элементов указанных групп.

Для каждого варианта привода по физическому принципу действия основного двигателя определены абстрагированная и конкретизированная потоковые функциональные структуры. Выявлено, что гидравлический привод (рис.2) включает в себя как составные элементы и электрический и механический приводы, что объективно превращает его в систему приводов различного типа.

Рисунок 2. Структура гидравлического привода технологической машины

Сделан вывод о том, что для большинства потребителей наилучшие показатели не всегда целесообразны и экономичны, значения различных показателей свойств технических объектов должны быть в каждом конкретном применении ровно такими, какие необходимы для получения заданного эффекта. Каждый привод должен удовлетворять требованиям трех уровней: соответствовать законам природы; соответствовать ресурсам и научно-техническому потенциалу общества; быть экономически выгодным.

Проектные показатели, используемые при проектировании приводов технологических машин, включают в себя следующие группы свойств: дина­мические (быстродействие, усилие на рабочем органе, ограничения по ускорению, инерционность на рабочем органе, жёсткость системы привода, путь в переходном процессе или точность пози­ционирования, ограничения по мощности, уровень шума, КПД преобразования и передачи энергии, функциональная полнота, вид используемой энергии, динамическая гибкость); надёжностные (работоспособность, долговечность, ремонтопригодность); ресурсные (общая стоимость варианта привода, вес, объем и габариты элементов привода, про­гнозируемые средние эксплуатационные затраты); системности (универсальность, преемственность, управляемость, удобство эксплуатации, структурная гибкость, перспективность).

На концептуальной стадии проектирования используется в основном качественная информация о предпочтительности свойств вариантов решений. При реализации дальнейших стадий проектирования технологических машин (включая разработку ТЗ, эскизного, рабочего проектов и т.д.) необходимо учитывать в основном количественные показатели, так как в результате дальнейшей работы необходимо получить оборудование, отвечающее конкретным требованиям, потребителя.

Во второй главе предлагаются оригинальные конструкции переменного гидравлического сопротивления не золотникового типа (рис. 3), полученные на основе гидравлического сопротивления типа плоский (тарельчатый) клапан, которые надёжно работают в тяжёлых условиях эксплуатации агрегатов АПК. Разработаны теоретические основы их расчёта, при этом вводится понятие «приведенной площади»  переменного гидравлическогосопротивления типа плоский клапан.

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

;        ;                ,

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, дросселирующего кольца и компенсационного штока; Q – расход рабочей жидкости через сопротивление; pрег – перепад давления на переменном сопротивлении; – плотность жидкости.

       

Рисунок 3.  Конструктивная схема гидравлического сопротивления

типа плоский клапан с компенсацией перепада давления:

а) – простым штоком; б) – ступенчатым штоком

Разработана конструкция переменного мембранного гидравлического сопротивления типа «щель изменяемой длины», о котором подробно идёт речь в главе 5.

Для точного определения эффективной площади гибкого мембранного элемента (ГМЭ) предлагается рассматривать его работу с учётом деформации эластичного полотна. В этом случае возможны пять зон работы, (рис. 4). В соответствующих зонах эффективная площадь ГМЭ определяется по ниже следующим формулам.

При работе в первой зоне:

;        

;                        

во второй зоне:        ;

в третьей зоне:                 ;                

в четвёртой зоне:        ;

в пятой зоне:               .                

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

Анализ полученных уравнений показывает, что в первой и второй зонах работы «жёсткость» гибкого мембранного элемента положительна – его эффективная площадь увеличивается при увеличении перемещения жёсткого центра навстречу перепаду давления. В третьей зоне эффективная площадь мембранного элемента постоянна – «жёсткость» нулевая («вялая мембрана»). В четвёртой и пятой зонах при смещении жёсткого центра навстречу перепаду давления эффективная площадь гибкого мембранного элемента уменьшается – «жёсткость» отрицательна.

Для повышения качества проектировочного расчёта систем приводов машин и агрегатов предлагается ввести понятие «объёмная жёсткость гидравлических систем», как интегративного  критерия оценки их динамических свойств.

Объёмная жёсткость это свойство гидравлической системы сопротивляться изменению внутреннего объёма под действием давления. Объёмную жёсткость гидравлической системы, по аналогии с жёсткостью твёрдых тел, можно оценить «коэффициентом объёмной жёсткости»:                        ,                        (1)

где СV – коэффициент объёмной жёсткости гидравлической системы; dp – приращение давления в гидравлической системе; dV – приращение внутреннего объёма гидравлической системы соответствующее приращению давления на  dp.

Уравнение (1) позволяет дать определение коэффициента объёмной жёсткости гидравлической системы – коэффициент объёмной жёсткости гидравлической системы равен давлению, необходимому для изменения её внутреннего объёма на единицу. Учитывая, что изменение объёма гидравлической системы происходит в результате повышения давления жидкости, которая сама при этом сжимается, будем оценивать объёмную жёсткость гидравлической системы приводов технологических машин по коэффициенту «приведенной объёмной жёсткости» системы.

Коэффициент приведенной объёмной жёсткости гидросистемы технологической машины равен увеличению давления за счёт введения в неё дополнительно единицы объёма рабочей жидкости, приведенной к состоянию в гидробаке и условиям внешней среды.

Применение коэффициента приведенной объёмной жёсткости (Спр) позволяет описывать гидравлическую систему, с учётом свойств движущейся по ней жидкости         ,                (2)

где dp – приращение давления жидкости в некоторой точке гидросистемы за время dt; Qвх и Qвых – суммарные расходы входящей в рассматриваемый объём и выходящей из него жидкости соответственно; Спр – коэффициент приведенной объёмной жёсткости рассматриваемого элемента гидравлической системы.

Если в некоторой точке гидросистемы соединены n различных элементов, каждый из которых обладает собственной объёмной жёсткостью, то, допуская, что изменение давления в данной точке мгновенно передаётся всем точкам системы, можно записать:                                ,                        (3)

где Спр – коэффициент приведенной объёмной жёсткости системы, состоящей из n совместно работающих элементов; Ci  – коэффициент объёмной жёсткости i – го элемента системы.

Коэффициент объёмной жёсткости металлического трубопровода круглого сечения можно определить подставив в уравнение (1) дифференциал объёма трубы, который определяется следующим образом. 

Так как        Vтр = · r2·l, то         ,

где Vтр – внутренний объём рассматриваемого участка трубы; r и  l – текущие значения внутреннего радиуса и длины рассматриваемого участка трубы соответственно; dVтр, dr и dl – соответственно приращения внутреннего объёма рассматриваемого участка трубы, её внутреннего радиуса и длины,  вызванные приращением давления.

Описав зависимости dr и  dl от давления и произведя необходимые преобразования получим выражение для определения коэффициента объёмной жёсткости цилиндрического трубопровода

               ,                        (4)

где Eст – модуль упругости материала стенки трубы;

– отношение текущего значения наружного диаметра трубопровода к текущей величине его внутреннего диаметра.

В процессе вывода уравнения (4) было сделано допущение о том, что модуль упругости материала трубы несоизмеримо выше  модуля упругости рабочей жидкости, что накладывает соответствующие ограничение на его применение.

Коэффициент приведенной объёмной жёсткости трубопровода с рабочей жидкостью определится по уравнению (3) с учётом того, что коэффициент объёмной жёсткости рабочей жидкости равен отношению модуля объёмной упругости рабочей жидкости к её первоначальному объёму –  ,  тогда        .

Из последнего уравнения видно, что коэффициент приведенной объёмной жёсткости участка цилиндрической трубы – нелинейная переменная, так как он определяется текущими размерами трубы, которые зависят от давления, и модуля упругости рабочей жидкости, который, в свою очередь, зависит от состояния рабочей жидкости, изменения её давления и внешних условий.

Аналогично получены формулы для определения  коэффициентов приведенной объёмной жёсткости различных элементов гидроприводов.

; ;

; ;

; ,

Спр.п, Спр.шт, Спр.пл, СVгжАК и СVстАК – приведенные коэффициенты объёмной жёсткости поршневой и штоковой полостей поршневого гидроцилиндра, рабочей полости плунжерного гидроцилиндра, газожидкостной полости поршневого гидропневмоаккумулятора и коэффициент объёмной жёсткости стенки корпуса гидропневмоаккумулятора; dц и ц – текущее значения внутреннего диаметра гильзы гидроцилиндра и толщина его стенки (принимаем постоянной) соответственно; x – ход поршня гидроцилиндра; Vп.вр, Vшт.вр, Vпл.вр – соответственно величина объёмов вредного пространства поршневой и штоковой полости гидроцилиндра и рабочей полости плунжерного гидроцилиндра, ; L – полный ход поршня гидроцилиндра; dшт – диаметр штока гидроцилиндра; Fпл – площадь поперечного сечения плунжера гидроцилиндра; p0 – давление газа при зарядке гидропневмоаккумулятора; pАК – текущее значение давления рабочей жидкости в рабочей полости гидропневмоаккумулятора; k – показатель адиабаты газа; – наружный диаметр стенки корпуса гидропневмоаккумулятора отнесённый к её внутреннему диаметру; dнар и d – текущие значения наружного и внутреннего диаметров корпуса аккумулятора.

В гидравлическом приводе машин и агрегатов (особенно в АПК) широко используются рукава высокого давления, которые представляют собой резинокордную оболочку, упругие свойства которой не поддаются строгому аналитическому описанию. В этом и подобных случаях коэффициент приведенной объёмной жёсткости гидравлических систем определяется экспериментально (рис. 5).

При анализе экспериментально полученных результатов, установлено, что коэффициенты приведенной объёмной жёсткости всех исследованных рукавов высокого давления в зоне низких давлений (p < 15 МПа) нелинейно возрастают. Такой характер изменения коэффициента приведенной объёмной жёсткости объясняется тем, что в этой зоне изменения давления, оболочка расширяется за счёт выборки зазоров между струнами плетёного металлического корда, а также возможным наличием в системе нерастворённого воздуха. При дальнейшем повышении давления рабочей жидкости внутри оболочек коэффициенты их приведенной объёмной жёсткости изменяются линейно, так как в этом случае их объём изменяется за счёт растяжения струн, образующих корд, и изменения модуля упругости самой жидкости. Т.е. здесь рукава высокого давления с некоторым приближением можно рассчитывать, как металлическую  оболочку  с определёнными жёсткостными характеристиками.

Очевидно также, что для описания характеристик рукавов высокого давления различной длины нет необходимости экспериментально определять коэффициент приведенной объёмной жёсткости каждого из них. Достаточно знать коэффициент приведенной объёмной жёсткости единицы длины каждого типа оболочки, что позволит, используя уравнение (3), рассчитать коэффициент приведенной объёмной жёсткости рукава любой длины.

Здесь же предложена обобщённая методология конструкторского расчёта систем приводов технологических машин, включающая динамический расчёт асинхронного электродвигателя, питающего гидравлический насос, расчёт гидравлического привода, с использованием коэффициентов приведенной объёмной жёсткости гидравлической системы, с переходом на механический привод рабочего органа, непосредственно совершающего полезную работу.

В третьей главе предлагаются основы теории и моделирования системы привода технологических машин и агрегатов (рис. 6),  оснащённой насосно-аккумуляторным источником расхода рабочей жидкости, содержащим предлагаемую автором оригинальную конструкцию автомата разгрузки гидронасоса с дифференциальным клапаном типа плоский клапан. Рассматриваются модели привода, работающего на установившемся и не установившихся режимах.

Математическая модель, описывающая работу системы на установившемся режиме, включает три алгебраических неравенства, описывающие условия нахождения затвора клапана перелива в одном из трёх положений – закрыт, полностью открыт и промежуточное (зависание). Указанная статическая модель позволяет рассчитать конструктивные параметры автомата разгрузки, которые обеспечат четкое (релейное) переключение функционирования насосно-аккумуляторного источника расхода системы привода технологической машины из рабочего режима в режим перелива, и наоборот, при заданных функциональных и конструктивных параметрах системы привода – нагрузочных и скоростных. Предлагаемая модель была использована и показала свою  эффективность, при разработке гидравлического привода агрегата для обработки почв в садах и виноградниках.

Динамическая модель системы привода с насосно-аккумуляторным  источником энергии, оснащенным предлагаемым автоматом разгрузки включает в себя 9 дифференциальных уравнений, описывающих изменение давления в различных точках гидравлической системы привода, полученных в соответствии с предложенной автором методологии. В неё входят и дифференциальные уравнения, описывающие движения механических элементов системы привода.

;                               ;

;                               ,

;         ;

;  ;

;                       ,

Рисунок 6. Упрощенная схема системы привода с насосно-аккумуляторным

источником расхода

где vко18  и  vко3 – скорости движения затворов обратных клапанов 18 и 3 соответственно; m18  и  m3 - приведенные массы затворов 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; t – время, отсчитываемое с момента начала движения затвора соответствующего клапана; v15  и  v7 – скорости 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  - суммарная сила трения в подвижных соединениях поршня ГЦ; R1 - сила воздействия на шток гидроцилиндра со стороны нагрузки.

Полученная динамическая модель позволяет не только рассчитать конструктивные параметры автомата разгрузки, но и произвести подбор рациональных значений конструктивных параметров автомата разгрузки и всей системы в целом с целью обеспечения наилучших свойств при работе системы привода, как на установившихся, так и на неустановившихся режимах. Она была экспериментально проверена и подтвердила свою правильность при модернизации системы привода ножниц гильотинного типа модели К10.1.18.01. В процессе их модернизации был осуществлён подбор рациональных параметров системы привода, что позволило повысить производительность ножниц на 22%.

Насосно-аккумуляторный источник расхода предлагается к примене-нию в системе приводов зерноуборочного комбайна серии «Дон» взамен источника расхода постоянного давления клапанного типа.

В четвёртой главе проводится анализ систем приводов машин и агрегатов, оснащённых предлагаемыми автором конструкциями гидравлических аппаратов, предназначенных для компенсации знакопеременной нагрузки, возникающей на рабочем органе.

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; Rтрц – суммарная сила трения поршня о гильзу и штока в уплотнениях ГЦ 12; v18 – скорость движения затвора 18 клапана 20; Rотв5 – 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 – сила трения затвора 18 клапана 20 о корпус; v6 – скорость движения затвора 6 клапана 5; Rотв10 – сила воздействия на затвор 6 со стороны камеры управления 4; Rтолк6 – сила, 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 –  сила трения затвора 6 о корпус СУ; Rпр7 – сила воздействия на затвор 6 пружины 7; xп, x6 и  x18 – перемещения поршня ГЦ и затворов 6 и 18 клапанов 5 и 20 соответственно.

Рисунок 7. Расчётная схема системы привода со знакопеременной нагрузкой, оснащённой стабилизирующим устройством

Здесь же приводятся результаты экспериментальных исследований гидравлического привода со знакопеременной нагрузкой, подтвердивших работоспособность предлагаемых конструкций замедляющих устройств и верность их моделей (рис. 8).

Результаты исследований приняты к практическому применению в ГСКБ по культиваторам и сцепкам г. Ростов-на-Дону и были использованы при совершенствовании систем приводов широкозахватных культиваторов. Предлагаемая реверсивная стабилизирующая система не золотникового типа применена в гидроприводе позиционирования крайних секций широкозахватных почвообрабатывающих машин в вертикальной плоскости на угол, больший 90°. в частности она использована при разработке гидросистемы культиватора КШУ-12А, освоенного серийным выпуском Грязинским культиваторным заводом.

Рисунок 8. Осциллограмма испытаний гидропривода, оснащённого стабилизирующим устройством – активная  нагрузка, в середине хода поршня изменяла знак на противоположный: 1 –перемещение поршня ГЦ; 2 –  давление в полости управления СУ

Пятая глава посвящена исследованию систем приводов технологических машин и агрегатов, содержащих синхронные механизмы. Осуществлён анализ ряда авторских конструкций дроссельных делителей и делителей-сумматоров потоков мембранного типа и предлагаются теоретические основы расчёта оснащённых ими систем приводов, а также методология моделирования и исследования на установившихся и неустановившихся режимах работы.

Математическая модель гидравлического привода, оснащённого предложенной автором конструкцией  делителя потока с переменными гидравлическими сопротивлениями в виде щели изменяемой длины (рис. 9) на установившихся режимах представляет собой систему уравнений:

;

;                ,

где        l – длина провисания полотна гибкого мембранного элемента (ГМЭ) в свободном состоянии; Eм – модуль упругости материала полотна ГМЭ на растяжение; м – толщина полотна ГМЭ; щ – 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; - удельный вес рабочей жидкости; g - ускорение свободного  падения; Fч и Fщ  - площади живых сечений входных дросселей и выходных щелей соответственно; - относительная ошибка деления ДДП; Q – половина суммарного расхода рабочей жидкости на входе ДДП; ч, рег и щ – коэффициенты расхода соответственно входных сопротивлений,  регулируемого сопротивления и выходной щели;  y0  - длина выходной щели  в открытом состоянии.

Рисунок 9. Общий вид делителя потока мембранного типа с выходными отверстиями в виде щелей изменяемой длины – а); его расчетная схема – б)

На рис. 10 представлены статические нагрузочные характеристики системы привода, оснащённого делителем потока с переменными сопротивлениями в виде щелей изменяемой длины: а) – теоретические, б) – экспериментальные.

Рисунок 10. Зависимость относительной ошибки деления от перепада давления в ветвях макета делителя мембранного типа:  а) расчётные, при ширине щели: 1 -  щ  = 1,2 мм ; 2 -  щ  = 1,0 мм ; 3 -  щ  = 0,7 мм; б) экспериментальные, при щ  = 1,2 мм: 4 - первая ветвь; 5 -  вторая ветвь

Динамика работы системы привода оснащённой дроссельным делителем потока мембранного типа (рис. 11) описана рядом дифференциальных уравнений. Приращения давлений в соответствующих точках расчетной схемы определяется 9-ю дифференциальными уравнениями.

Перемещение подвижных элементов системы описаны уравнениями:

;

;

+

+,

Рисунок 11. Расчётная схема привода с дроссельной синхронизацией

где p3…12 – давление в соответствующих точках расчётной схемы; Fм.э – эффективные площади ГМЭ 15 и 8; 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, 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 делителя потока соответственно; – плотность рабочей жидкости.

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

Ошибку синхронизации системы привода можно определить двумя способами - через скорости движения штоков ГЦ (v), либо по расходу рабочей жидкости через чувствительные элементы делителя потока (Qч)                ,                ,

где Fп – площадь поршней синхронизируемых ГЦ.

На рис. 12 приведены графики изменения во времени ошибки синхронизации, рассчитанной для системы привода, в которой приведенные массы М1 = 400 кг, М2 = 80 кг; силы приложенные к штокам ГЦ R1 = 100 Н, R2 =104 Н; расход на входе делителя 2Q = 0.8 10-3 м3/с.

Рисунок 12. Изменение во времени ошибки синхронизации

Из анализа результатов расчётов видно, что уже после практической стабилизации расходов через делитель (Qч)Const, ошибка синхронизации по скорости движения штоков гидравлических цилиндров (v) var. Они ведут себя, практически, независимо друг от друга, а объясняется это тем, что сжимаемая жидкость выполняет функции «гидравлической пружины», что приводит к потере связи между поршнями синхронизируемых цилиндров.

С целью проверки поведения синхронной системы привода машин и агрегатов, созданных на базе дроссельного делителя потока, при наличии возбуждающей нагрузки, произведены её расчёты. Через 0,5 секунды после пуска ГМС в работу на один из штоков (на шток 1-го ГЦ) начинает дополнительно воздействовать гармоническое возбуждающее нагружение. Расчёты производились при различных значениях частоты = 0…250 с-1. На рис. 13 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 (=5…20с-1), возбуждение создаваемое на первом ГЦ не оказывает заметного влияния на скорость движения штока второго ГЦ (рис. 13а). Однако шток первого ГЦ при этом движется с переменной скоростью. Амплитуда колебаний скорости возрастает по мере выдвижения штока, это связано с увеличением количества рабочей жидкости в рабочей полости цилиндра – с уменьшением коэффициента его объёмной жёсткости.

Рисунок 13. Скорости движения штоков синхронизируемых ГЦ:

1 – = 5 с-1; 2 – = 100  с-1

При дальнейшем увеличении частоты возбуждения, рост амплитуды колебания скорости штока первого ГЦ прекращается по достижении некоторого максимума (рис. 13б). Максимум амплитуды при возрастании частоты возбуждения смещается в сторону малых выдвижений штока из гильзы, а при значительных величинах частоты возбуждения ( > 140с-1) максимальное значение амплитуды колебания скорости штока первого ГЦ наблюдается в начале хода с последующим её уменьшением.

Таким образом, дроссельные делители потока обеспечивают удовлетворительную работу синхронных механизмов на установившихся режимах. Однако, при переменных нагрузках, на качество работы синхронной гидросистемы существенное влияние оказывают упругие свойства рабочей жидкости и гидравлической системы машин и агрегатов в целом, которые необходимо учитывать при их расчётах.

Далее приводится информация об экспериментальных исследованиях, подтвердивших надёжность работы ДДП мембранного типа различных конструктивных исполнений.

В шестой главе приведены примеры использования теории и методологии расчёта приводов машин и агрегатов различного целевого назначения при проектировании технологических машин на примерах пресса циклического действия и мобильной аэродромной уборочной машины.

Приняв за прототип перфорационный пресс ППГ-1600, автор предлагает порядок проектирования, исследования и рационализации параметров быстродействующего пресс-молота. Пресс – прототип имеет систему привода, оснащённого насосно-аккумуляторным источником расхода, содержащим 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 системы привода, принципиальная гидравлическая схема которого представлена на рис. 14. Она включает два ГПА и комбинированные гидромеханические упоры. При моделировании рабочего цикла полученного пресс-молота изменение давления в различных точках системы описывается 12-ю дифференциальными уравнениями.

Рисунок 14. Принципиальная гидравлическая схема пресс-молота

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

       ;                                ;

       ;                ,

где        V0н – рабочий объём ГН; – угловая скорость вращения вала ГН; о – текущее значение объемного к.п.д. ГН; о.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 –  крутящий момент создаваемый электродвигателем определяется по одной из известных методик динамического расчёта асинхронного электродвигателя; Mн – момент сопротивления вала насоса; ηгм – гидромеханический к.п.д. гидронасоса.

При составлении математической модели гидравлического привода 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 не силового 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.

Для исследования предложенной математической модели автором разработана специальная программа численного решения дифференциальных уравнений, при помощи которой произведены исследования влияния основных конструктивных и технологических параметров системы привода пресс-молота на качество его функционирования.

Произведена рационализация параметров 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 привода позволяет повысить быстродействие прототипа с 80  до 112 ударов в минуту при среднецикловом КПД 20% (рис. 15а). Из рисунка (рис. 15б) видно, что быстродействие пресс-молота с простыми механическими упорами, после рационализации его параметров, составляет более 455 ударов в минуту. Пресс-молот, оснащённый гидромеханическими упорами, после рационализации его параметров обеспечивает быстродействие до 560 ударов в минуту (рис. 15в), что почти на 23,1% больше, чем у того же пресс-молота с механическими упорами (рис. 15б), и в 5 раз больше  по сравнению с базовым вариантом пресс-молота.

Исследования аэродромной уборочной машины включали два этапа.

Применив уравнения Лагранжа с неопределёнными множителями с дополнительными голономными связями автор исследовал динамику её механической системы. Исследования показали, что механическая система машины не оказывает существенного влияния на систему привода её щёточного устройства – основной цели настоящей работы.

Исследования системы привода щёточного устройства проводились по выше изложенной методике и позволили её усовершенствовать. Целью усовершенствования явилось обеспечение минимального расхода топлива двигателем внутреннего сгорания на единицу совершаемой полезной работы.

После подбора рациональных параметров системы привода щёточного устройства оказалось, что минимум расхода дизельного топлива ДВС имеет при величине  рабочего объема одного из двух гидронасосов V0.Н2 = 150 см3 (взамен установленного на машине V0.Н2 = 250 см3), рабочего объема обоих гидромоторов V0.М = 250 см3 и величине передаточного отношения механического привода с вала гидромоторов на исполнительный вал щёточного устройства iМ =0,3. Рабочее (потребное) давление гидронасоса в этом случае для обеспечения потребного момента составило pН (Мвр.потр) = 8 МПа. Значение угловых скоростей вала гидромотора и барабана щёточного устройства составили соответственно  М = 748 об/мин, Б = 222,5 об/мин. Такой режим обеспечивает требуемое качество выполнения машиной своей основной технологической задачи – уборки взлётно-посадочных полос и рулёжных дорожек от снега, при этом существенно экономится горючее. При модернизации системы привода щёточного устройства, для обеспечения согласованной работы двух гидромоторов, применён дроссельный делитель потока не золотникового типа.

Здесь же произведена разработка системы гидравлического привода отделителя – выгрузчика кормов, работающего в условиях переменной плотности разделяемой массы, ввиду её неоднородности, что приводит к не устойчивой работе режущего инструмента, его затиранию. Произведённое моделирование системы привода отделителя –  выгрузчика кормов на основе учёта коэффициента приведенной объёмной жёсткости его гидравлической системы и с использованием оригинальной конструкции аппарата управления мембранного типа при выборе рациональных параметров приведенной площади переменных гидравлическими сопротивлений типа плоский клапан, позволяет увеличить эффективность его работы и обеспечить стабильное функционирование в условиях переменной плотности массы разделяемых кормов.

Общие выводы

Данная диссертация является научно-квалификационной работой, в которой изложены научно обоснованные технические и технологические решения, направленные на повышение конкурентоспособности технологических машин и агрегатов АПК путём обеспечения при проектировании требуемых показателей назначения за счёт развития теории, методов проектирования и расчёта рациональных параметров систем приводов с учётом объёмной жёсткости гидравлической системы, внедрение которых вносит значительный вклад в развитие экономики страны. Основные выводы по работе можно сформулировать следующим образом.

1. Одним из наиболее эффективных путей повышения конкурентоспособности технологических машин и агрегатов АПК является обеспечение при проектировании требуемых показателей назначения за счёт развития теории и методов расчёта рациональных параметров систем приводов с учётом объёмной жёсткости гидравлической системы, которая характеризуется коэффициентом объёмной жёсткости.

Коэффициент приведенной объёмной жесткости является интегративным показателем жесткостных свойств системы гидравлического привода, он зависит от ёмкости, материала и геометрических размеров элементов системы (особенно гидролиний), вида рабочей жидкости, наличия в ней нерастворённого воздуха, температуры и других свойств рабочей жидкости, ограничивающих оболочек и внешних условий.

2. Введение объёмной жёсткости, как интегративного свойства технологических машин и агрегатов АПК, позволило рассматривать системы их приводов как единую энергетическую цепь с учётом свойств и особенностей составляющих подсистем, и дало возможность разработать методологические основы их моделирования и рационализации параметров применительно к конкретным условиям эксплуатации и выполняемых функций.

Усовершенствование методологии расчёта и проектирования систем приводов технологических машин и агрегатов АПК на основе применения коэффициента приведенной объёмной жёсткости гидравлической системы позволяет проводить экспресс-моделирование вариантов систем приводов, при одновременном повышении точности расчётов и визуализации результатов анализа и в целом качества проектных решений.

3. Использование «объёмной жёсткости», как интегративного свойства системы привода технологических машин и агрегатов АПК позволяет с высокой  степенью точности учитывать особенности динамики их функционирования (нелинейности характеристик, деформацию трубопровода, неравномерность подачи источника расхода,  сжимаемости и других свойств рабочей жидкости), что, в совокупности с проведением экспресс анализа, обеспечивает повышение качества и сокращение сроков проведения ОКР, при проектировании.

4. Предложенные конструкции переменных гидравлических сопротивлений типа плоский клапан позволяют, за счёт изменения «приведенной площади» их затворов, обеспечить не только нулевое воздействие на затвор регулируемого перепада давления, что ставит их по точности регулирования в один ряд с золотниковыми аналогами, но, кроме того, в сочетании с гибким мембранным элементом, работающим в различных зонах (с переменной жёсткостью), они позволяют проектировать приводы технологических машин и агрегатов АПК со специальными свойствами, что обеспечивает их высокую конкурентоспособность, за счёт обеспечения, при проектировании, требуемых показателей назначения систем приводов.

Переменные гидравлические сопротивления типа «щель переменной длины» позволяют практически полностью исключить воздействие динамической силы на затвор регулирующего элемента (на эластичную мембрану), в результате точность регулирования, оснащённых таким регулирующим элементом аппаратов не уступает точности регулирования золотниковых аналогов, а их себестоимость значительно ниже золотниковых.

5.Предложенная методология моделирования позволяет разрабатывать математические модели систем приводов различного целевого назначения, использующих гидравлические аппараты не золотникового типа, и осуществлять подбор рациональных значений их конструктивных параметров для конкретных условий эксплуатации и выполняемых задач  на стадии проектирования.

6. Теоретические исследования синхронных гидромеханических систем на базе дроссельных делителей и делителей-сумматоров потоков не золотникового типа подтвердили, что они обеспечивают достаточную точность функционирования на установившихся режимах ( < 3 %), что не уступает качеству работы их золотниковых аналогов.

7. Предложенная теория позволяет при проектировании синхронного гидропривода учесть наличие переменной нагрузки на рабочем органе технологической машины и её влияние на степень согласованности движения синхронизируемых объектов системы привода, произвести расчёт рациональных параметров системы, основываясь на использовании коэффициента её объёмной жёсткости, так как при значительной разности нагрузок на синхронизируемых рабочих органах технологических машин и агрегатов АПК, ошибка деления делителя потока не даёт полного представления об истинной точности синхронизации системы привода как на не установившихся, так и на установившихся режимах, так как в этом случае существенное значение в согласованности движения исполнительных гидродвигателей имеет  объёмная жёсткость гидравлической системы привода.

8. Проведенные экспериментальные исследования подтвердили работоспособность, исследуемых конструкций гидравлических аппаратов не золотникового типа. Подтверждена правильность их математических моделей. Теоретически доказана и экспериментально подтверждена возможность изменения скорости движения выходного звена системы привода, оснащённой стабилизирующим устройством, путём изменения подачи источника питания, без использования дополнительных тормозящих устройств, в том числе и при наличии попутной нагрузки.

Ресурсные испытания подтвердили, что надёжность дроссельных делителей и делителей-сумматоров потоков мембранного типа достаточна для обеспечения работы систем приводов технологических машин и агрегатов АПК в течение всего срока службы (наработка на отказ составляет более 6,6·105 циклов).

9. В результате использования теории и методологии расчёта приводов технологических машин различного целевого назначения установлено следующее:

–  На динамику функционирования стационарного пресс-молота, наибольшее влияние оказывает силовой гидравлический привод, особенно его объёмная жёсткость. Математическая модель модернизированного перфорационного пресс-молота, разработанная на основе предложенной теории с учётом объёмной жёсткости гидравлической системы, позволила выявить влияние конструктивных и функциональных параметров на качество его работы в процессе пробивки листовой заготовки. Целенаправленное использование объёмной жёсткости гидравлической системы привода пресс-молота позволило многократно повысить его  производительности.

Расчёт рациональных конструктивных и функциональных параметров базовой конструкции пресс-молота, оснащённого простыми механическими упорами,  позволил повысить его быстродействие почти в 2,2 раза.

Использование в системе привода пресс-молота гидромеханических упоров повышает его быстродействие по сравнению с тем же пресс-молотом, оснащённым простыми механическими упорами, на 23,1%, а по сравнению с прессом – прототипом почти в 5 раз.

–  Механическая система аэродромной уборочной машины не оказывает существенного влияния на работу системы привода щёточного устройства. Исследования математической модели, составленной с использованием коэффициента приведенной объёмной жёсткости гидравлической системы привода щёточного устройства, позволили осуществить подбор  рациональных параметров системы привода, что обеспечило наиболее экономичный режим её функционирования. При этом выявлена целесообразность уменьшения рабочего объёма одного из двух питающих насосов с 250 до 150 кубических сантиметров. Одновременно обнаружена целесообразность применения в системе привода щёточного устройства дроссельной синхронизации параллельно работающих гидравлических моторов. С этой целью, при модернизации, использован дроссельный делитель потока не золотникового типа.

– Проектирование и расчёт рациональных параметров отделителя – выгрузчика кормов на основе учёта коэффициента приведенной объёмной жёсткости его гидравлической системы и с использованием аппарата управления мембранного типа при рациональном выборе параметров приведенной площади переменных гидравлическими сопротивлений типа плоский клапан, позволяет увеличить эффективность его работы и обеспечить стабильное функционирование в условиях переменной плотности массы разделяемых кормов.

В приложения помещены сведения о внедрении результатов исследований, разработанные автором, программы расчёта исследуемых систем приводов различного целевого назначения и некоторые результаты их исследования.

Публикации. В процессе разработки настоящей проблемы по теме диссертации опубликовано 84 научные работы (20 без соавторов). Наиболее значимые из опубликованных работ:

Монографии:

  1. Рыбак А.Т. Научно-методологические основы проектирования приводов технологических машин / И.В. Богуславский, А.Т. Рыбак, В.А. Чернавский. – Ростов-на-Дону: ГОУ ДПО ИУИ АП, 2010. – 276 с.
  2. Рыбак А.Т. Гидромеханические системы. Моделирование и расчёт: монография. / А.Т. Рыбак – Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2008. – 145 с.
  3. Рыбак А.Т. Моделирование и расчёт гидромеханических систем на стадии проектирования /ДГТУ; А.Т. Рыбак.– Ростов н/Д, 2006.– 167 с.

Статьи в журналах рекомендованных ВАК:

  1. Рыбак А.Т. Совершенствование методики расчёта систем приводов технологического оборудования / А.Т. Рыбак, И.В. Богуславский // Вестник машиностроения. – 2010. – №  10. – С. 39-47
  2. Рыбак А.Т. Совершенствование научно-методологических основ проектирования систем привода технологических машин. / А.Т. Рыбак, И.В. Богуславский // Вестник ДГТУ, 2010. – Т.10. № 2 (45), С. 249 – 257.
  3. Рыбак А.Т. Экспериментальные исследования гидро-механической системы с источником расхода постоянного давления на базе автомата разгрузки с дифференциальным клапаном. / С. А. Затолокин, А.Т. Рыбак  // Вестник РГУПС, 2010. – № 1 (37), С. 10 – 13.
  4. Рыбак А.Т. Теоретические исследования гидромеханической системы с источником расхода постоянного давления на базе автомата разгрузки с дифференциальным клапаном. / Затолокин С.А., Рыбак А.Т. // Вестник ДГТУ, 2010. – Т.10. № 1 (44), С. 84 – 90.
  5. Рыбак А.Т. Стенд для испытания объёмных гидромашин с рекуперацией энергии. / А.Т. Рыбак, А.В. Сердюков // Вестник ДГТУ, 2009. – Т.9. № 2 (41), С. 249 –  254.
  6. Рыбак А.Т Рекуперация энергии при испытании гидроцилиндров/ А. Н. Чукарин, А.Т. Рыбак, М.В. Устьянцев, А.В. Сердюков // Вестник РГУПС, 2009. – №4 (36), С. 12 – 16.
  7. Рыбак А.Т. Влияние приведенной объёмной жёсткости гидромеханической системы пресс-молота на его технологические показатели / А.Т. Рыбак, В.П. Жаров, А.В. Сердюков // КШП. ОМД – 2008. – №6. – С. 26 – 30.
  8. Рыбак А.Т. Объёмная жёсткость гидравлических систем/А.Т. Рыбак, В.П. Жаров, А.В. Сердюков // СТИН, 2008. – № 11. – С. 5 – 10.
  9. Рыбак А.Т. Приведенная объёмная жёсткость гидравлических систем. / В.П. Жаров, А.Т. Рыбак, С.А. Затолокин, В.И. Мирный // Вестник ДГТУ, 2008. – Т.8. № 4 (39), С. 433 – 440.
  10. Рыбак А.Т. Моделирование синхронной гидромеханической системы и анализ её динамики / А.Т. Рыбак, В.П. Жаров // СТИН. – 2007. – №  2. – С. 6 – 10.
  11. Рыбак А.Т. Гидропневмоаккумулятор как элемент гидромеханической системы и его динамическая модель / А.Т. Рыбак // Вестник Дон. гос. техн. ун-та. - 2007. - Т 7, № 2
  12. Рыбак А.Т. Моделирование динамики гидравлического пресс-молота повышенного быстродействия / А.Т. Рыбак, В.П. Жаров, В.И. Мирный // КШП. ОМД – 2007. – №7. – С. 32 – 36.
  13. Рыбак А.Т. Моделирование и экспериментальные исследования гидромеханической системы со знакопеременной нагрузкой. / В.П. Жаров, Рыбак А.Т., Фридрих // Вестник ДГТУ. – 2006. – Т.6.  № 1 (28), С. 17 – 24.
  14. Рыбак А.Т. Динамическая модель гидромеханической системы аэродромной уборочной машины. / В.П. Жаров, А.Т. Рыбак, А.В. Корчагин // Изв. Вузов. Сев.-Кавк. Регион.  Техн. науки. 2006. №  2. – С. 68 – 73.
  15. Рыбак А.Т. Объёмная жёсткость и её влияние на динамику гидромеханической системы. / А.Т. Рыбак // Вестник ДГТУ. – 2006. – Т.6. № 3 (30), С. 200-207.
  16. Рыбак А.Т. Объёмная жёсткость элементов гидравлической системы. / А.Т. Рыбак, В.С. Крутиков // Изв. Вузов. Сев.-Кавк. Регион.  Техн. науки. – 2006. – №  16. – С. 63 – 64. 
  17. Рыбак А.Т. Дроссельные делители и делители-сумматоры потоков для разветвлённых гидравлических систем. / А.Т. Рыбак // Вестник ДГТУ. – 2005. – Т.5.  № 1 (23),  С. 28-35
  18. Рыбак А.Т. Дроссельные делители и делители-сумматоры потоков синхронных гидросистем мобильных машин и технологического оборудования. / А.Т. Рыбак // Вестник ДГТУ. – 2005. – Т.5.  № 2 (24),  С. 179 – 189.
  19. Рыбак А.Т. Насосно-аккумуляторный гидропривод с автоматом разгрузки и его математическая модель. / А.Т. Рыбак // Известия ТулГУ. Сер. Проблемы сельскохозяйственного машиностроения. Вып. 2. – Тула: Изд-во ТулГУ, 2005. – С. 185 – 189.
  20. Рыбак А.Т. Плоский клапан как элемент аппаратов автоматического регулирования и его коэффициент расхода / А.Т. Рыбак // Изв. Вузов. Сев.-Кавк. Регион. Техн. науки. 2005. № 3. – С. 3–4
  21. Рыбак А.Т. Математическая модель дроссельного делителя потока для гидроприводов мобильных машин и технологического оборудования. / А.Т.  Рыбак // Вестник ДГТУ. – 2005. – Т.5.  № 4 (26),  С. 523 – 530.
  22. Рыбак А.Т. Методика расчёта дроссельных делителей потока мембранного типа. / А.Т.  Рыбак,  Р.А. Фридрих // Изв. Вузов. Сев.-Кавк. Регион.  Техн. науки. 2005. Спецвыпуск. №  3. – С. 104 – 107.
  23. Рыбак А.Т. Математическая модель насосно-аккумуляторного источника питания гидравлического привода на базе автомата разгрузки с дифференциальным клапаном. / А.Т.  Рыбак // Изв. Вузов. Сев.-Кавк. Регион.  Техн. науки. 2005. Спецвыпуск. №  3. – С. 101 – 104.
  24. Рыбак А.Т. Мембранные делители потока в гидроприводах сельскохозяйственных машин / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин // Изв. СКНЦ ВШ. Техн. науки. –1986.- С. 34 – 39

Авторские свидетельства и патенты

  1. А.с. 1151725 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Дроссельный делитель потока / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин, В.Н.  Негодов, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1985. – №15
  2. А.с. 1156012 (СССР),  МКИ G 05 D 7/01. Дроссельный делитель потока / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин, В.Н.  Негодов, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1985. – №18
  3. А.с. 1196540 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Дроссельный делитель потока / Ю.А. Яцухин, В.И. Антоненко, А.Т. Рыбак, Ю.П. Германовский (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1985. – №45
  4. А.с. 1263919 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Дроссельный делитель потока / Ю.А. Яцухин, Э.М. Штейн, А.Т. Рыбак, Л.П. Колосов, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1986. – №38
  5. А.с. 1320536 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Гидросхема дроссельного делителя потока / Ю.А. Яцухин, В.И. Антоненко, А.Т. Рыбак (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1987. – № 24
  6. А.с. 1479732 (СССР),  МКИ F15 С 3/02. Дроссельный делитель потока / В.И. Антоненко, Ю.А. Яцухин,  Ю.С. Мухин, А.Т. Рыбак, Ю.П. Германовский (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1989. – №18
  7. А.с. 1504382 (СССР),  МКИ F15 B 13/02. Устройство управления гидроприводом / В.И. Антоненко, Ю.А. Яцухин, Ю.С. Мухин, А.Т. Рыбак, Э.Э. Реш, Ю.П. Германовский (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1989. – № 32
  8. А.с. 1523065 (СССР),  МКИ А 01 B 39/16. Устройство для обработки почвы в рядах многолетних насаждений / Ю.А. Яцухин, В.И. Антоненко, Ю.Ю. Сергеев, А.Т. Рыбак (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1989. – № 43
  9. А.с. 1541423 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Дроссельный делитель-сумматор потоков / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин, П.И. Киндеркнехт, Л.П. Колосов, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1990. – № 5
  10. А.с. (СССР) 1610092  Гидрозамок. Яцухин Ю.А, Антоненко В.И., .Рыбак А.Т. Опубл. в Б.И., 1990, № 44.
  11. А.с. 1622656 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Дроссельный делитель-сумматор потоков / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин, Л.П. Колосов, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1991. – № 3
  12. А.с. 1670191 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Дроссельный делитель потока / Ю.А. Яцухин, Л.П. Колосов, А.Т. Рыбак, А.Д. Дьяченко, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1991. – № 30
  13. А.с. 1696756 (СССР),  МКИ F15 B 13/06, 11/22, F15 С 3/04. Гидравлический делитель потока / Ю.А. Яцухин, А.Т. Рыбак, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1991. – № 45
  14. А.с. 1742530 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Многопоточный делитель-сумматор потоков / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1992. – № 23
  15. А.с. 1744312 (СССР),  МКИ F15 B 11/22. Делительно-суммирующий клапан / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин, Л.П. Колосов, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1992. – № 24
  16. А.с. 1765547 (СССР),  МКИ F15 B 13/06, 11/22, F15 С 3/04. Гидравлический делитель потока / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин, В.И. Антоненко (СССР). – Опубл. в Б.И. – 1992. – № 36
  17. Патент №2238619 РФ, С1, 7А 01 В 39/16, Устройство для обработки почвы в рядах многолетних насаждений / В.П. Богданович, Г.Г. Пархоменко, А.Т. Рыбак, Р.А. Фридрих (РФ); № 2003124135; Заявл. 31.07.03; Зарегестр. в гос. Реестре РФ 27.10.04, Бюл. №30.
  18. Патент на полезную модель 59641 РФ, Е01Н 5/00, Е01Н 1/00., Механизм навески щётки аэродромной уборочной машины / А. В. Корчагин, В. П. Жаров, А.Т. Рыбак, Р.А. (РФ); №2006125164; заявл. 13.07.2006; опубл. 27.12. 2006, Бюл. №36

Материалы международных научно-технических конференций

и другие издания:

  1. Рыбак А.Т. Объёмная жёсткость гидравлических систем технологических машин и основы её расчёта / А.Т. Рыбак, И.В. Богуславский // Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития: сб. науч. тр. 6-й междунар. науч.- техн. конф., 10-11 июня / СПбГПУ. – СПб., 2010 . – С. 211-214
  2. Рыбак А.Т. Объёмная жёсткость гидравлических систем приводов технологического оборудования / А.Т. Рыбак, И.В. Богуславский // Инновация, экология и ресурсосберегающие  технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства: Труды IX Международной научно-технической конференции. – ДГТУ. Ростов н/Д, 2010. – С. 554 – 557.
  3. Рыбак А.Т. Экспериментальные исследования автомата разгрузки с дифференциальным клапаном. / С.А. Затолокин, А.Т. Рыбак // Состояние и перспективы сельскохозяйственного машиностроения: материалы междунар. науч.-практ. конф. 4 – 5 марта 2010 г., г. Ростов-на-Дону. В рамках 13-й междунар. Агропромышленной выставки «Интерагромаш-2010», ДГТУ, Ростовн/Д, 2010. – С. 105 -107.
  4. Рыбак А.Т. Коэффициент приведенной объёмной жёсткости гидравлических магистралей технологических машин и его экспериментальное определение / А.Т. Рыбак, А. Г. Ефименко / Инновация, экология и ресурсосберегающие  технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства: Труды IX Международной научно-технической конференции. – ДГТУ. Ростов н/Д, 2010. – С. 569 – 572. 
  5. Рыбак А.Т. Расчёт объёмной жёсткости гидравлических систем технологического оборудования / А.Т. Рыбак, С.А. Затолокин, А.В. Сердюков // Перспективные направления развития технологии Машино-строения и металлообработки: матер. междунар. науч.-техн. конф./ Под общ. ред. А.П. Бабичева. – Ростов-на-Дону, ДГТУ, 2008. – С. 209-215
  6. Рыбак А.Т. Экспериментальные исследования функционирования автомата разгрузки гидронасоса с дифференциальным клапаном. / А.Т. Рыбак, С.А. Затолокин // Инновационные технологии в машиностроении: Сб. тр. Междунар. науч.-практ. Конф., Ростов-н/Д, ВЦ «ВертолЭкспо», 2009. – С. 56 – 61.
  7. Рыбак А.Т. Автомат разгрузки гидропривода и его математическая модель. / А.Т. Рыбак, С.А. Затолокин // Инновационные технологии машиностроении: Сб. тр. Междунар. науч.-техн. Конф., Ростов-н/Д, ВЦ «ВертолЭкспо», 2008.
  8. Рыбак А.Т. Объёмная жёсткость гидравлических систем и их элементов / А.Т. Рыбак, А.В. Сердюков // Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития: Тр. междунар. науч.-техн. конф. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2008. – С. 201-208
  9. Рыбак А.Т. Моделирование источника питания постоянного давления на базе автомата разгрузки с дифференциальным клапаном / А.Т. Рыбак, С.А. Затолокин // Перспективные направления развития технологии машиностроения и металлообработки: матер. междунар. науч.-техн. конф./ Под общ. ред. А.П. Бабичева. – Ростов-на-Дону, ДГТУ, 2008. – С. 203-209
  10. Рыбак А.Т. Приведенная объёмная жёсткость как показатель динамических свойств рукавов высокого давления. / А.Т. Рыбак, В.П. Жаров, В.И. Мирный, С.А. Затолокин // Динамика технологических систем: Труды VIII Международной научно-технической конференции, Т 1. – ДГТУ. Ростов н/Д, 2007. – С. 66 – 70.
  11. Рыбак А.Т. Исследование динамики гидромеханической системы пресс-молота циклического действия. / В.П. Жаров, А.Т. Рыбак, Р.А. Фридрих, В.И. Мирный // Металлургия. Машиностроение. Станкоинструмент.: Сб. тр. Междунар. науч.-практ. Конф., Ростов-н/Д, ВЦ «ВертолЭкспо», 2006. – С.18 – 21.
  12. Рыбак А.Т. Некоторые результаты ресурсных испытаний дроссельных делителей-сумматоров потоков мембранного типа. / В.П. Жаров, А.Т. Рыбак, Р.А. Фридрих, В.И. Мирный // Металлургия. Машиностроение. Станкоинструмент.: Сб. тр. Междунар. науч.-практ. Конф., Ростов-н/Д, ВЦ «ВертолЭкспо», 2006. – С.21 – 24.
  13. Рыбак А.Т. Дроссельный делитель потока для гидропривода аэродромной уборочной машины. / А.Т. Рыбак, В.П. Жаров, А.В Корчагин, В.И. Мирный // Новые и нетрадиционные технологии в ресурсо- и энергосбережении: Матер. междунар. науч.-техн. конф., 28 – 29 июня 2006 г., г. Одесса. – Киев: АТМ Украины, 2006. С. 93 – 97.
  14. Рыбак А.Т. Моделирование и оптимизация динамики аэродромной уборочной машины./ А.И. Артюнин, В.П. Жаров, А.Т. Рыбак // Проблемы механики современных машин: Материалы третьей между-народной конференции / ВСГТУ. – Улан-Удэ,  2006. – Т.3. – С. 130 – 136.
  15. Рыбак А.Т. Объёмная жёсткость гидроцилиндров и её влияние на динамику работы гидроприводов. / А.Т. Рыбак // Гидрогазодинамика, гидравлические машины и гидропневмосистемы: Тр. междунар. науч.-техн. и науч.-мет. Конф. – М.:Издательство МЭИ, 2006. – С. 186 – 189.
  16. Рыбак А.Т. Экспериментальные исследования гидромеханичес-кой системы со знакопеременной нагрузкой / Р..А. Фридрих, А.Т.  Рыбак // Прогрессивные технологические процессы в металлургии и Машино-строении. Экология и жизнеобеспечение. Информационные технологии в промышленности и образовании: Сб. тр. междунар. науч.-техн. конф. / Выставочный центр «ВертолЭкспо». Ростов-н/Д, 2005. – С. 85 – 88.
  17. Рыбак А.Т. Теоретические исследования гидромеханической системы пресс-молота циклического действия. /  А.Т. Рыбак, В.И. Минный // Известия института управления и инноваций авиационной промышленности (Известия ИУИ АП). – 2005. №3-4. С. 75-79. (ISSN 1814- 2109)
  18. Рыбак А.Т. Некоторые результаты экспериментальных исследований гидравлического привода со знакопеременной нагрузкой / Р.А. Фридрих, А.Т. Рыбак  // Современные проблемы машиноведения и высоких технологий: Тр. междунар. науч.-техн. конф., ДГТУ. Ростов-н/Д, 2005. Т. 1. – С. 204 – 209.
  19. Рыбак А.Т. Гидромеханическая система со знакопеременной нагрузкой и её математическая модель/А.Т. Рыбак, Р.А. Фридрих // Современные проблемы машиноведения и высоких технологий: Тр. междунар. науч.-техн. конф., ДГТУ. Ростов-н/Д, 2005. Т. 1. – С.199– 204
  20. Рыбак А.Т. Структура гидромеханической системы и её моделирование / А.Т.  Рыбак // Современные проблемы машиноведения и высоких технологий: Тр. междунар. науч.-техн. конф., ДГТУ. Ростов-н/Д, 2005. Т. 1. – С. 166 – 169.
  21. Рыбак А.Т. Исследование синхронной гидромеханической системы / В.П. Жаров, А.Т.  Рыбак, А.В. Корчагин // Современные проблемы машиноведения и высоких технологий: Тр. междунар. науч.-техн. конф., ДГТУ. Ростов-н/Д, 2005. Т. 1. – С. 68 – 74
  22. Рыбак А.Т. Экспериментальные исследования гидромехани-ческой системы со знакопеременной нагрузкой / Р.А. Фридрих, А.Т.  Рыбак // Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении. Экология и жизнеобеспечение. Информационные технологии в промышленности и образовании: Сб. тр. междунар. науч.-техн. конф. / Выставочный центр «ВертолЭкспо». Ростов-н/Д, 2005. – С. 85 – 88.
  23. Рыбак А.Т. Динамическая модель гидромеханической системы со знакопеременной нагрузкой / А.Т.  Рыбак, Р.А. Фридрих // Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении. Экология и жизнеобеспечение. Информационные технологии в промышленности и образовании: Сб. тр. междунар. науч.-техн. конф. / Выставочный центр «ВертолЭкспо». Ростов-н/Д, 2005. – С. 73 – 76.
  24. Рыбак А.Т. Гидромеханическая система, её структура и моделирование. / А.Т.  Рыбак // Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении. Экология и жизнеобеспечение. Информационные технологии в промышленности и образовании: Сб. тр. междунар. науч.-техн. конф. / Выставочный центр «ВертолЭкспо». Ростов-н/Д, 2005. – С. 70 – 72.
  25. Рыбак А.Т. Математическая модель гидромеханической системы с дроссельной синхронизацией гидродвигателей  / В.П. Жаров, А.Т.  Рыбак, А.В. Корчагин // Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении. Экология и жизнеобеспечение. Информационные технологии в промышленности и образовании: Сб. тр. междунар. науч.-техн. конф. / Выставочный центр «ВертолЭкспо». Ростов-н/Д, 2005. – С. 46 – 49.
  26. Рыбак А.Т. Математическая модель гидравлического привода пресса циклического действия. / А.Т. Рыбак // Управление. Конкурентоспособность. Автоматизация. Под общ. ред. И.В. Богуславского. Сб. науч. трудов. Вып. 3 – Ростов н/Д: Издательский дом «ИУИ АП», 2003. – С. 27 – 34.
  27. Рыбак А.Т. Теоретические исследования гидравлического привода пресса циклического действия / А.Т. Рыбак // Труды междунар. науч-техн. конф. – С.- Петербург, 2003. - С. 341.
  28. Рыбак А.Т. Эластичные мембранные элементы и их эффективная площадь. /  А.Т. Рыбак // Управление. Конкурентоспособность. Автоматизация. Под общ. ред. И.В. Богуславского. Сб. науч. трудов. Вып. 3 – Ростов н/Д: Издательский дом «ИУИ АП», 2003. – С. 13 – 19.
  29. Рыбак А.Т. Математическое моделирование системы замедления следящего типа / А.Т. Рыбак // Гидросистемы технологических и мобильных машин: Межвуз. сб. науч. тр.- Ростов н/Д, 1995 – С. 111 – 115. 
  30. Рыбак А.Т. Изыскание рационального типа запорно-регулирующего элемента дроссельного делителя потока гидроприводов синхронных механизмов сельскохозяйственных машин: Автореф. дис... канд. техн наук: 05.20.04. – 23 с., г. Ростов-на-Дону, 1989. – 23 с.
  31. Рыбак А.Т. Эффективная площадь гибкого мембранного элемента дроссельного делителя потока / А.Т. Рыбак // Ростов н/Д, 1987.- Деп. в ЦНИИТЭИ тракторосельхозмаш 26.08.87, № 878
  32. Рыбак А.Т. Исследование статических характеристик синхронных гидросистем гидроприводов сельскохозяйственных машин с мембранным делителем потока переменного объема / А.Т. Рыбак, Ю.А. Яцухин // Ростов н/Д, 1983.- Деп. В ЦНИИТЭИ тракторосельхозмаш 14.02.83,  №325
  33. Рыбак А.Т. О применении в синхронных гидросистемах сельско-хояйстнных машин мембранных делителей потока / А.Т. Рыбак // Исследование гидроприводов и тепловых процессов сельскохозяйст-венного производства: Межвуз. сб. – Ростов-н/Д, 1983. – С. 19 – 21.



© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.