Динамические характеристики машинных агрегатов с объемным гидроприводом тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

российская академия наук

институт проблем машиноведения

На правах рукописи

ргя ад

Горбешко Михаил Владимирович £ ^ «¿"уч 2000

ДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ МАШИННЫХ АГРЕГАТОВ С ОБЪЕМНЫМ ГИДРОПРИВОДОМ.

01.02.Об - "Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры"

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург 2000 г.

Работа выполнена в лаборатории Механики управляемых систем

Института проблем машиноведения РАН

Официальные оппоненты:- доктор технических наук,

профессор Анатолий Михайлович Потапов, доктор технических наук, профессор Владимир Андреевич Колесник, доктор технических наук, профессор Альберт Иванович Тархов .

Ведущая организация - Акционерное общество закрытого типа

Центральный научно-исследовательский инститз Судового машиностроения (ЗАО ЦНИИ СМ).

Защита состоится 4 ^ июня 2000 г. в 1<осочасов на заседании диссертационного совета Д 200.17.01 при Институте проблем машиноведения РАН по адресу:I99I78,С-Петербург,В.0..Большой проспект,61.

С диссертацией можно ознакомиться в ОНТИ ИПМ РАН.

-Автореферат разослан 2.ад 2000 г

Ученый секретарь диссертационного

совета, кандидат химических наук

В.П.Глинин

- 3 -

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Современная цивилизация немыслима без сложных машинных комплексов, выходные характеристики которых во многом зависят от характеристик привода, передающего энергию от первичного двигателя к исполнительному механизму.

В последние пятьдесят лет объбмный гидропривод существенно потеснил механический и электрический приводы, благодаря высокому быстродействию и энергоемкости, простоте преобразования одних видов движения в другие, эффективному предохранению от перегрузок, плавному и быстрому изменению выходной скорости и т.д.

Значительный вклад в развитие теории и практики объбмного гидропривода в нашей стране внесли работы учбных школы Т.М.Башта, школы В.Н.Прокофьева, школы ВПУ(ЛВЫИ), работы сотрудников ЦНШАГ, ЦНИИ "Сигнал", НАТИ, ЦНШСМ и т.д.

Объбмный гидропривод с поршневыми машинами широко используется во всех отраслях техники от аэрокосмического комплекса до станкостроения, транспортной и военной техники, от высокоавтоматизированных промышленных комплексов до детских аттракционов.

Необходимым условием обеспечения требуемых характеристик машинных агрегатов самого разнообразного назначения является возможность создания высокоадекватных физических и математических моделей их привода.

Для этого необходимо глубоко и всесторонне исследовать основные физические процессы, происходящие в конкретных узлах и механизмах привода.

Проведенный в диссертационной работе анализ состояния вопроса показал, что исследователи идут либо по пути создания математических моделей на основе умозрительных представлений об объбмном гидроприводе, либо по пути апроксимации экспериментальных данных одного типа гидромашин при использовании небольшого числа независимых переменных, выбранных a priori.

Такой подход вполне оправданный двадцать - тридцать лет тому назад в настоящее время непригоден в связи с появлением огромного числа вариантов объбмных приводов и существенным расширением

области его применения.

Существующие математические модели имеют узкий круг применения, что не позволяет подобрать нужный гидропривод для конкретного случая и с необходимой точностью предсказать динамические характеристики проектируемого привода.

Цель работы. Создание метода, обеспечивающего формирования требуемых динамических характеристик машинных агрегатов с объбмным гидроприводом на ранних стадиях проектирования, путём создания высокоадекватных физических и математических моделей передачи энергии от первичного источника энергии до исполнительного механизма.

Для достижения данной цели необходимо решить ряд важных задач:

- исследовать и установить важнейшие закономерности формирования порции энергии при передаче еб через гидромашину, т.е.

- исследовать закономерности передачи энергии через рабочий орган поршневой (плунжерной) гидромашны,

- исследовать закономерности передачи энергии через поршневую (плунжерную) группу гидромашины,

- исследовать влияние конструктивной схемы гидромашины на величину тех или иных энергетических потерь,

- исследовать влияние подпоршневого пространства на величину объёмных потерь энергии гидромашины,

- найти взаимосвязи между действительными значениями физических величин, определяющих эффективность передачи энергии , и режимами работы гидромашины,

- установить, как влияют различные энергетическе потери на величину зоны нечуствительности, зоны релаксационных колебаний и зоны минимально устойчивых ("ползучих") оборотов,

- установить влияние конструктивных особенностей гидромашины на еб вибро активность,_________

- проанализировать влияние на работу привода характеристик источника энергии и использовать энергию внешней среды,

- произвести адаптацию гидромоторов в конкретных условиях работы конкретных исполнительных механизмов.

Научная новизна. Основные результаты диссертационной работы состоят в следующем:

1. На основе анализа конструктивного многообразия вариантов выполнения простейшего гидропривода, разнообразных условий его работы и требований к нему предъявляемых установлено, что одной математической модели динамики объёмного гидропривода быть не может и необходимо разработать метод формирования физических и математических моделей высокоадекватных в каждом конкретном случав.

2. Разработана обобщенная математическая модель машинного агрегата с объёмным гидроприводом с использованием мгновенных значений физических величин, охватывающая практически вс§ многообразие физических процессов и конструктивных решений.

3. Высокоадекватная математическая модель динамики в каждом конкретном случае является частным случаем этой обобщенной математической модели.

4. Проведено детальное исследование энергетического потока, проходящего через гидромашину, который рассматривается как сумма порций (квантов) энергии.

5. Разработаны математические модели, определяющие потери энергии на механическое трение в основных узлах, поршневых группах и поршневых (плунжерных) гидромашинах в целом.

6. Установлено наличие явления самоторможения в поршневых (плунжерных) группах гидромоторов.

7. Разработана теория и предложен ряд конструктивных решений, устраняющих отрицательное влияние зон самоторможения.

8. Установлено отрицательное влияние на характеристики привода подпоршневого пространства в насосе.

9. Разработана теория и предложен ряд конструктивных решений, устраняющих отрицательное влияние подпоршневого пространства на внешние характеристики привода.

10. Разработан метод определения реально действующих значений физических свойств рабочей жидкости и коэффициентов трения в основных узлах трения работающих гидромашин.

11. Установлено, что значения аналогичных потерь на трение и

объёмных потерь в различных гидромашинах отличается на несколько порядков величины.

12. Разработан метод совершенствования привода за счбт устранения промежуточных элементов привода и использования энергии окружающей среды.

13. Разработан ряд методов совершенствования конструкций гидромашин с целью снижения их виброактивности.

14. Разработан метод совместного проектирования гидромоторов и исполнительных механизмов таких как: манипуляторы, привод автомобиля, шагашие механизмы для сельскохозяйственной техники.

На защиту выносятся.

- закономерности потерь энергии за сч§т трения в поршневых и плунжерных гидромашинах;

- закономерности формирования порций (квантов) энергии, передаваемых насосом и гидромотором;

- закономерности образования и средства уменьшения величины "мертвой" зоны и зоны "самоторможения" в поршневых и плунжерных гидромашинах;

- метод определения реально действующих значений физических свойств рабочей жидкости и коэффициентов трения в работающем приводе;

- метод формирования высокоадекватных математических моделей приводов машинных агрегатов с поршневым (плунжерным) объёмным гидроприводом;

- методы снижения виброактивности объёмных гидромашин;

- метод создания неэнергобмких силовых приводов;

- метод внедрения гидромоторов в исполнительные устройства манипуляторов, автомобилей и шагающих с/х машин.

Достоверность научных положений и выводов диссертационной

работы подтверждается соответствием_результатов—расч§тов,—и—

--результатов экспериментовгидромашин, гидроприводов различных

конструкций, приводов автомобилей и шагавших машин, проведенных в лабораторных и в натурных условиях.

Практическая ценность. I. Предложенный в работе метод совершенствования характеристик

объёмных гидроприводов позволяет выбирать оптимальные конструктивные решения гидромашин привода и достаточно точно прогнозировать выходные характеристики этого привода на ранних стадиях проектирования.

2. Разработанные средства и способы совершенствования конструкции объёмных гидромашин позволяют воздействовать на выходные характеристики привода в нужном направлении.

3. В результате удается воздействовать на динамические качества привода, его энергетические характеристики и виброактивность.

4. Более 50 конструктивных решений гидромашин и их узлов, разработанных при участии автора и направленных на совершенствование характеристик привода, признаны изобретениями.

5. Ряд технических решений демонстрировались на различных выставках и награждены двумя"' 'медалями Всесоюзной выставки достижений народного хозяйства СССР (ВДНХ СССР), двумя дипломами Министерства образования Российской Федерации и двумя дипломами губернатора Санкт-Петербурга.

Реализация результатов работы.

Основная часть исследований, представленных в диссертации, выполнена в рамках хоздоговорных • работ "со следующими организациями: Министерство Машиностроения для животноводства и кормопроизводства СССР (г.Москва), ЦНИИ СМ, ВНИИ Стройдормаш, НИИ "Гидростальпроект" (С-Петербург), Ижорский завод (г.Колпино), ЦНИИ "Сигнал" (г.Ковров).

Основные результаты диссертационной работы использовались при создании усовершенствованных конструкций приводов для машинных агрегатов, использующихся в ряде отраслей промышленности.

Результаты работы использовались в учебном процессе в Ленинградском Механическом институте (ныне Балтийский Государственный Университет), в С-Пегербургском институте машиностроения, на факультете повышения квалификации при Ленинградском Политехническом институте (ныне Государственный Технический Университет) и на филиале факультета повышения квалификации С-Петербурского института машиностроения в г.Колпино.

Апробация работы.

Основные результаты работы докладывались на:

а) международной конференции в г.Ташкенте (1991) и международном симпозиуме в г.С-Петербурге(1992);

б) всесоюзных и республиканских конференциях и симпозиумах в г.Москве, (1980,1982,1985),в г.С-Петербурге (Ленинграде) (1965, 1967,1979,1981,1984,1985,1992,1993), в г.Киеве (1972), Каунасе (1970), в г.Волгограде (1992), в г.Омске(1982), в г.Фрунзе (1980);

в) вузовских конференциях и научных семинарах в Ленинградском механическом институте (ныне БГТУ) (1967,1970).

Публикации. Основное содержание работы изложено в трех монографиях, 105 научных трудах, из которых 57 изобретений.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы из 123 наименований. Общий объбм диссертации составляет 272 страницы.

СОДЕРХАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации.

В первой главе диссертационной работы проведен анализ существующих взглядов на формирование математических моделей объёмного гидропривода.

Отмечено, что ускоренный в ряде случаев переход от натуры к уравнениям скрывает всю сложность проблемы формирования высокоадекватных математических моделей привода.

В данной работе уделяется особое внимание всестороннему изучению поршневых (плунжерных) гидромашин, формированию высокоадекватных представлений о физических процессах в них происходящих и корректному переходу к уравнениям, отражавшим основные физические процессы.

Большое число (более двух миллионов) вариантов выполнения даже простейшего гидробъбмного привода не позволяет разработать ■общую—для—всех—случаев математическую модель, т.к. в одних конструкциях доминируют одни процессы, а в других другие, причём аналогичные потери энергии в различных гидромашинах изменяются на несколько порядков величины.

Для создания высокоадекватных математических моделей

конкретного привода необходимо формировать их, используя зависимости, отражающие реальные процессы в узлах гидромашин, полученные a posteriori, т.е. на основе изучения работы конкретных узлов, работающих в конкретных условиях.

Причём границы применения зависимостей, входящих в уравнения, должны четко соответствовать границам экспериментальных данных, на основе которых они получены.

Такой подход позволяет правильно оценить все основные динамические характеристики привода, выявить пути и средства улучшения выходных характеристик.

Для этого вначале проводится формирование и анализ обобщенной математической модели машинного агрегата с объёмным гидроприводом

dw..

dl и2 м м

I пг + -у— _м = м - м - м

м ШГ + ФЗ^Г теор м нагр штр м

du dl u> ' н , н н

Хн "Ж + = Мпд ~ Мтеор н

^■геор м ^теор н ~ Чтн ~ ^пм '

тр н

»Н = * «од )

ZM±1

К^Т, „ = Г™. 3in(u t + Щ- i,

теор м Т пм d 4 м z 1

м

м'

(I-I)

ZH±1 2

ъ*

= Ф* Рпн -2 ain<V + % V:

теор н

<

ZM±1

Отеор м = liM SnM Ч Wm + % V'

м

ZH±1

Qreop н = liH Shh ^ WH + % V!

H

Uj..

M.

тр M

EJM P

JM jM jMUM 1

м.

тр н

Опм = Оут М

I ■ • >

о,

ут н

= Г^г.р.^

» •• •

гидромотора,

им ~ Уповая скорость вращения вала гидромотора,

Мтеор и~ теоретический момент, развиваемый гидромотором,

Мнагр - момент нагрузки, приложенный к валу гидромотора,

Мтр м - приведенный к валу гидромотора момент трения в его узлах,

1Н - приведенный момент инерции масс, связанных с валом насоса,

(и)н - угловая скорость вращения вала насоса,

Мод - вращающий момент приводного двигателя, .

Мтеор н- теоретический момент насоса,

^теор м- теоРетический расход гидромотора,

0теор н- теоретический расход насоса,

- потеря расхода в насосе, С^ - потеря расхода в гидромоторе, ян - число поршней насоса, ги - число поршей гидромотора, Р^ - сила, действущая на поршень гидромотора, РШ1 - сила, действущая на поршень насоса,

- ход поршня гидромотора, ^ - ход поршня насоса,

_^_шющадь -поршня -гидромотора;--" "

Бпн ~ площадь поршня насоса,

Р^ н(м"у сила тРения в узле трения насоса(гидромотора), Г^ н(м*у коэффициент трения в З-ом узле трения насоса (гидромотора),

г н(м)~ РадаУс трения в З-ом узле трения насоса (гидромотора),

Шу угловая скорость в относительном движении деталей в 3-ом

узле насоса (гидромотора),

<Зут н(м)~ утечки в насосе (гидромоторе),

0СЖ - потери расхода на сжатие жидкости в насосе.

Такой подход позволяет учесть практически все основные физические процессы, протекающие в гидроприводе, а именно: квантовый характер выработки и потребления энергии, трение во всех шарнирах насоса и гидромотора, утечки в насосе и гидромоторе, сжатие жидкости и т.д.

"Однако, выходная скорость в данном случае имеет вид квазипериодаческих колебаний, когда еЗ значение в каждый следующий момент времени отличается от значения в предыдущий момент времени и не повторяется от оборота к обороту.

Это не позволяет установить влияние того или иного фактора на выходные характеристики привода.

Разобраться в этом помогает раздельное изучение низкочастотных и высокочастотных колебаний.

Эти исследования позволяют сформировать высокоадекватные представления о работе основных узлов, гидромашины и гидропривода в целом.

Анализ физических процессов, происходящих в гидроприводе, показывает, что низкочастотные детерминированные колебания выходного вала являются результатом переменной нагрузки на вал, переменной составляющей суммарной силы поршней в гидромоторе и переменнной составляющей энергетических потерь, что приводит к искажению передаваемого сигнала управления, и к появлению зоны нечувствительности, зоны релаксационных колебаний и значительных колебаний скорости на малых ("ползучих") оборотах.

Высокочастотные детерминированные колебания вызываются высокочастотными периодическими ударными волнами, поршневыми гармониками вынуждающей силы, переменными составляющими вынуждающей силы, вызванными особенностями устройства распределителей и подпоршевого пространства и т.д.

Случайные колебания вызываются случайными по своей природе

значениями многих физических величин, в частности, коэффициентов трения, коэффициентов утечек и местного сопротивления, зазоров между поверхностями трения и т.д. и совместным действием ряда детерминированных процессов, связанных, например, с порционным характером выработки гидравлической энергии насосом и порционным характером потребления этой энергии гидромотором.

Кроме этого изменения выходной скорости связаны с изменением коэффициентов трения, модуля упругости, вязкости жидкости и т. д.

Такой подход даёт возможность правильно оценить все основные динамические характеристики привода и получить их требуемые значения для каждого конкретного случая.

Математическая модель низкочастотной составляющей движения выходного вала гидропривода приведена ниже

<

т <4. . й1м »„'

м (ГГ~ йф м 2 \ ем % = ен ин = ио - 6 V Мтр м = Тн Р'

Опн = ин Р. Опм = им Р.

= 2% 1? е р - К.

м м ^ нагр

М.

тр м'

(1-2)

Мнагр = Мо + 2

Тн = X, ^.«.Ц,

ин = *а ^.«.М. им = ^.«»М.

Математические модели (1-1) и (1-2) отчётливо показывают, что характер движения выходного звена гидропривода зависит от потерь энергии, вызванных трением, и потерь энергии, вызванных потерями рабочей жидкости в гидромашинах, которые в свою очередь существенно зависят от услсший_работа--гидромашины г—температуры" —вязкости~ра~бочей жидкости, коэффициентов трения и т.д.

Следовательно, необходимо провести детальный анализ работы реальных гидромашин и возможно более точно установить как формируется поток энергии, проходящий через гидромашины привода.

Это дает возможность определять степень влияния

конкретных потерь энергии на выходные характеристики привода и изменять их значение.

В работе приведены типичные представители существующих математических моделей, начиная с моделей В.В.Мишке, В.Вильсона, В.Шлёссера, В.Н.Прокофьева, К.Л.Навроцкого, О.Н.Дубровского и, заканчивая моделями В.Н.Лозовского, Е.С.Кисточкина, С.М.Стажкова.

Каждая из существующих моделей обладает своими преимуществами перед другими моделями, однако общим недостатком этих моделей является то , что они, как правило, используют ограниченное число переменных, выбранных a priori, и адекватны в отношении узкого класса гидромашин.

В зависимости от того по какой конструктивной схеме построена гидромашина ( аксиальной, радиальной и т.д.) и какой распределитель (золотниковый, торцевой, цапфенный) в ней используется существенно изменяются радиусы трения и зазоры, через которые происходят утечки, поэтому аналогичные виды потерь энергии в разных гидромашинах изменяются на несколько порядков величины.

Существенное влияние на величину потерь энергии оказывает способ регулирования - амплитудный или фазовый, и форма рабочего органа - поршень или плунжер.

Исследования показали, что величина подпоршневого пространства и фазы присутствия высокого и низкого давления под поршнем существенно влияют на величину потерь энергии.

Формирование высокоадекватных математических моделей объёмного гидропривода осложняется не только большим числом возможных вариантов выполнения механической и гидравлической части гидромашин, но и тем, что энергетический поток в гидромашинах складывается из отдельных порций (квантов) энергии, причём энергия внутри одной порции распределяется существенно неравномерно и зависит от многих факторов.

Вторая глава посвящена исследованию закономерностей, формирования отдельной порции энергии, вырабатываемой или потребляемой гидромашиной.

Проводится анализ передачи энергии через отдельный рабочий орган (поршень-цилиндр) и отдельную поршневую группу, показывается

- и -

какие факторы и как влияют на эффективность передачи энергии при работе в режиме насоса и гидромотора.

Установлено, мгновенное значение механического КПД поршневой группы районе мертвых точек имеет минимальные значения.

Мгновенное значение механического КПД поршневой группы насоса

Т. = -1- , (2-1)

1 + fA + ^о fo ~ СОЗОС \

I + -_-J '——-

и гидромотора

f^A ГА + Sn - COSOt Т ) К 7]м1 = 1--' А + ° °-. (2-2)

slna

Откуда величина зоны самоторможения

- вблизи верхней "мертвой" точки- а I= arcalnf(ц,д1д+ nQfQ- Т)КЩ],

- вблизи нижней "мертвой" точки- aQ= aresinГ(цдГд+ Ц0?0+ TJK^].

В регулируемой гидромашине с уменьшением рабочего объбма увеличивается величина зоны самоторможения, которая без учета инерционной составлеюцей равна - ocQ= агсз1п[-^(|л,д1д+ (А^)!^:), причбм максимальное значение механического КГЩ убывает.

Автором предложен способ совершенствования процесса формирования порции энергии, передаваемой через поршневую группу, при котором высокое давление не воздействует на поршень в то время, когда мгновенное значение механического КПД минимально (A..C.J4 285510,347448).

Это решение позволяет найти пути оптимизации зоны воздействия высокого давления на поршень с целью

1) получения максимального значения среднего КПД,

2) получения максимально возможной порции энергии или

3) получения минимальной возмущающей силы.

Отдельно рассматриваются закономерности формирования порции механической энергии в плунжерной группе гидромашины, которые имеют принципиально иной тяряв-дар,—и—проводится—анализ явления' самоторможения, возникающего в ней.

Третья глава посвящена исследованию формирования потока механической энергии, проходящей через гидромашину в целом.

Первый раздел рассматривает потери на механическое трение в

- 15 -

гидромашинах различных конструкций.

Для оценки этих потерь вначале проводится анализ мгновенного значения теоретического момента поршневой гидромашины и проводится исследование влияния на него величины зоны высокого давления.

Затем исследуются закономерности потерь энергии на трение в радиально-поршневых гидромашинах I) с "синхронно вращающимся ротором", 2) с внутренним опорным элементом,3) с коленчатым валом.

Далее исследуются потери на механическое трение в аксиально-поршневых гидромашинах с качающимся блоком цилиндров и с качающейся шайбой.

Отдельно рассматриваются закономерности передачи энергии через плунжерные гидромашины с аксиальным и радиальным расположением поршней.

Так для радиально-плунжерных гидромашин,

Ч ме*= 1 " 2 " f° TT SlnUt ° + ^ > (3_I)

Откуда величина зоны самоторможения равна

^ _ 2 _2.

а з staut = -r Р"5 (3-2)

Го -I (1 + Ч ]

Исследования показали, что величина приведенного момента трения изменяется на несколько порядков величины, причём для разных конструкций необходимо учитывать потери на трение в различных узлах.

Установлено, что применять плунжерные гидромашины, в качестве гидромоторов, как правило, нежелательно, а наиболее целесообразно в качестве гидромоторов применять поршневые гидромоторы с коленчатыми валами, потери на трение в которых минимальны.

Приводятся результаты теоретических и экспериментальных исследований влияния высокого давления вблизи верхней (ВМТ) и нижней (БЫТ)"мертвых" точек на эффективность передачи энергии через аксиально-поршневую гидромашину.

Для проведения эксперимента была изготовлена серия торцевых распределителей, предложенных автором (A.C. № 285509 ).

При этом высокое давление присутствовало под поршнем в

течеше угла поворота вала равного 180°, 174°, 168°, 162° и 156°, что соответствует уменьшению воздействия высокого давления на поршень вблизи и ВМТ и ШТ на а1 = 0°,Зо,6о,9°и 12° .

Во время испытаний замерялось произведение КЦД испытуемой и нагружающей гидромашин , т.е.т)^.

Рис. 3-1. Результаты экспериментальных исследований.

Второй раздел анализирует потери энергии, вызванные утечками, перетечками и сжимаемостью рабочей жидкости.

Установлено, что в ряде случаев доминирующими являются потери на сжатие жидкости в подпоршневом пространстве.

Объём подпоршневого пространства поршневой группы насоса в нижней "мертвой" точке равен - в большинстве современных машин, (рис.3-2)

1г Ь е

шах ----

эп * Х1о г ~7Г

= S„ ( h + -25х + "У ), а (3-3)

- при полом плунжере(рис.3-3)

V„ = V + S (h + -5SS + -JSS- ), (3-4)

h he

max , maj VH = vn ^ °n ^o ^ "2— + —T

где Sn - площадь поршня (плунжера),

hQ - минимальный зазор между дном цилиндра и поршнем в ВМТ, h.max- максимальный ход поршня, е - параметр регулирования гидромашины, Vn - объем полости внутри плунжера.

Разработана методика и конструктивные решения для устранения отрицательного влияния объёма подпоршневого пространства на эффективность передачи энергии и величину "мертвой" зоны.

При этом величина подпоршневого пространства существенно уменьшается особенноно при малых значениях е (рис.3-4).

VM = Sn <ho + > ■ <3-5>

Уменьшение объема подпоршневого пространства существенно

увеличивает диапазон регулирования и уменьшает минимальные

устойчивые ("ползучие") обороты гидромотора.

Автором предложено несколько конструктивных решений,

позволяющих значительно уменьшить объем подпоршневого пространства

(A.C. J6 № 556240, 569745, G53422, 77330S, 779620, 918497, 1495495).

Сравнивая величину потерь объёма жидкости, при прочих равных

условиях, расположим их в порядке убывания от шах к min.

I. Утечки из распределителя UQ^T): - (Q1n)

1.1. на первом месте - цапфенный распределитель ,- (Qn)- max

1.2. на втором месте - торцевой распределитель ,- (Q12)

и —

Положение торца поршня в НМТ при I) е = О, 2) е = I.

Рис. 3-2. ОбъЗм подооршневого пространства в большинстве современных машин.

Положение торца поршня в НМТ при I) е = 0, 2) е = I. Рис. 3-3. ОбъЗм подооршневого пространства при полом плунжере.

1.3. на третьем месте - золотниковый распределитель.-(013)-ш1п

2. Утечки из подпошневого пространства (А0"т): - (02т)

2.1. на первом месте - шаровой поршень, - (<Э21)- пзах

2.2. на втором месте - цилиндрический поршень , - (022)

2.3. на третьем месте - плунжер. - (023)- т1п

3. Потери расхода на сжатие жидкости (А0СЖ): - (<33г)

3.1. на первом месте - увеличенный подпоршневой объём (полый плунжер), - (031)- шах

3.2. на втором месте - нормальный подпоршневой объём ,- (032)

3.3. на третьем месте - уменьшенный подпоршневой объём.-(С133)-т1п

Положение торца поршня в НМТ при I) е = 0, 2) е = I.

Рис. 3-4. Уменьшенная величина подпорпневого пространства.

Исследования показывают, что максимальные объёмные потери происходят в цапфенном распределителе, причём существенные объёмные потери вызывают потери на сжатие в подпоршневом пространстве, особенно в регулируемых гидромашинах с полыми плунжерами.

Четвёртая глава посвящена повышению адекватности математической модели путем определения действующих значений физических величин, входящих в уравнения.

Разработана методика определения коэффициента утечек, коэффициента вязкости рабочей жидкости и методика определения коэффициентов трения в поршневых и плунжерных гидромашинах .

Показано на конкретных примерах, что значения физических величин не постоянны и существенно зависят от режимов работы.

Установлено, что в плунжерных гидромашинах, в точках контакта плунжера и цилиндра реализуется ювенальное трение, когда сила трения выражается законом Кулона в виде двучлена

^ = ? + Г„ Р , (4-1)

тр о с

где - значение постоянной составляющей силы трения,

í - коэффициент трения,

Р - сила, действующая в узле трения.

Для их определения необходимо проанализировать значения механического КПД гидромашины, работающей в насосном или моторном режиме.

Значения постоянной составляющей силы трения изменяются в широких пределах от 69,2 кгс до 8,45 кгс, а коэффициент трения изменяется от 1,32 до 0,025 (рис 4-1, таблицы 4-1, 4-2).

Значения постоянной составляющей и коэффициента трения подтверждают, что в узлах трения плунжер-цилиндр в ряде случаев мы имеем дело с ювенальным характером трения.

В первом приближении среднее значение постоянной составляющей силы трения равно----

ср = и,Щ + 0,Ш42 а ' 3 (4_2)

среднее значение действующего коэффициента трения (таблица 4-2)

*о ср --—- ■ <4-3>

п 1/3 (а + 1)г

Используя значения постоянной составляющей силы трения и коэффициента трения, полученные при исследовании массива значений механического КПД насоса, можно вычислить массив значений механического КПД гидромашины при работе е8 в моторном режиме.

Таблица 4-1.

Значения коэффициента трения, полученные при испытаниях гидромашины в моторном режиме.

« П 100 200 400 800 1500 2500

Ц Т>32 1-06 0,867 0,742 0,62

® °'4 °'34 0,27 0,225 0,19 0,16

9 0,19 0,19 0,127 0 Д04 0,085 0,073

12 0,11 0,095 0,078 0,0634 0,054 0,045

15 0,09 0,078 0,055 0,0426 0,038 0,03

18 0,066 0,055 0,044 0,041 0,03 0,025

Таблица 4-2.

Значения коэффициента трения, полученные при испытаниях гидромашины в насосном режиме.

XX а 100 200 400 800 1500 2500

3° 1,45 1,156 0,916 0,726 0,59 0,496

6° 0,475 0,377 0,299 0,237 0,192 0,162

9° 0,23 0,185 0,146 0,116 0,094 0,079

12° 0,137 0,11 0,0867 0,069 0,056 0,047

15° 0,091 0,072 0,057 0,045 0,037 0,031

18° 0,064 0,051 0,040 0,032 0,026 0,022

-

Е кг/см2 14000

12000

10000 8000 6000 4000

2000 1000

р кг/с«

40

80

120

160

200

240

280

Рис. 4-2. Объемный модуль упругости рабочей хвдкости.

Рис. 4-3. Коэффициент утечек.

Сравнение вычисленных и экспериментально полученных значений механического КПД гидромашины при еб работе в моторном режиме показывает, что они мало отличаются друг от друга .

Эксперименты показали, что коэффициент трения изменяется в зависимости от режима работы гидромашины на несколько порядков величины, поэтому никакие его значения, принятые a priori, не могут привести к высокоадекватным математическим моделям, отражающим реальные явления, происходящие в гидроприводе.

Пятая глава посвящена применению разработанной методики.

В ней конспективно изложены результаты исследования конкретных технических задач, стоящих перед разработчиками объёмного гидропривода самого разнообразного назначения.

Разработаны пути улучшения динамических, энергетических и вибрационных характеристик машинных агрегатов.

Первый раздел посвящен изучению нелинейностей, типичных для объёмного гидропривода, таких как зона нечувствительности, зона релаксационных колебаний и зона минимальных устойчивых ("ползучих") оборотов.

В этом случае исследования ограничены рамками насос плюс гидромотор с учётом жёсткости первичного двигателя .

Исследования показывают, как и какие параметры гидромашин привода, как и какие физические величины влияют на величину указанных нелиненйностей.

На практике решить систему динамических уравнений движения гидропривода удается лишь приближенно тем или иным численным способом. Однако, численные методы не позволяют выявить аналитическую зависимость выходной скорости от тех или иных параметров.

Для выявления качественных аналитических зависимостей, определяющих значения выходной скорости привода от параметров привода и потерь энергии, приняты ряд допущений, которые вполне оправданы в большинстве случаев.

Г <ч,

J Хм ШГ - Wm Р - Мнагр " Мтр м ■

1WMUM = WHUHe-QyH-QyM ' ^

К = "о " Wh е Р + Мтр н>

где I - приведенный момент инерции всех узлов, кинематически связанных с валом гидромотора, шм ~ Узловая скорость вращения вала гидромотора, шн ~ Угловая скорость вращения вала насоса, шо - максимальная угловая скорость вращения насоса (приводного двигателя), WM - характерный объём гидромотора, WH - характерный объём насоса, е - параметр регулирования насоса, р - рабочее давление,

Мнагр~ момент внешних сил на валу гидромотора, Мтр м- приведенный момент трения гидромотора, Мтр н- приведенный момент трения насоса, Qy н - расход утечек насоса, Оу м - расход утечек гидромотора, 5 - коэффициент пропорциональности. В данном случае примем

Мтр н = Тн р , (5-2)

Мтр м = Тм Р • <5-3>

«у н " uh р ■ (5~4>

Qy м = Um Р • <5-5>

Тестовое значение нагрузки

МнагР = М0 + С sin at . (5-6)

При начале разгона, когда параметр регулирования насоса уже не равен нулю, выходной вал гидромотора неподвижен, т.к. вся жидкость, подаваемая насосом, теряется из-за утечек и сжатия жидкости в насосе, гидромоторе и гидравлической системе, соединяющей насос и гидромотор.

Так зона нечувствительности, вызванная сжатием жидкости в подпоршневом пространстве, определяется зависимостью

р _ Цнагр + М тр м .1 + 1 + 0,5 ev--2х\ JS--M ™ + & ™ ' ('

м 4 нагр тр м

1 " 2 tí м

которая показывает, что величина этой зоны существенно зависит

как от величины нагрузки (миагр)> от конструкции насоса, определяющей объйм подиоршневого пространства (3 + I + 0,5), от конструкции узлов трения гидромотора (Мтр м), так и от модуля упругости рабочей жидкости Е.

В ряде случаев зона нечувствительности, вызванная сжатием жидкости, доминирует и имеет достаточно большую величину.

Наибольшее значение она имеет при применении насосов с полыми плунжерами и гидромоторов с большим относительным моментом трения, к которым можно отнести плунжерные гидромашины, радиально-поршневые гидромашины с внешним опорным элементом.

При участии автора разработаны ряд новых конструктивных решений насоса и гидромотора , позволяющих существенно уменьшить эту зону, доведя её практически до нуля.

Другой причиной возникновения зоны нечувствительности являются утечки через зазоры между цилиндрами и поршнями, а также между подвижными частями распределителя.

В этой зоне, где подача насоса (^полностью расходуется на •утечки А0д+ АС^

и е_

откуда

= V и еп = АО д+ АО м (5-8)

А°н + АОм

еп = Ь (5~Э>

Величина потерь рабочей жидкости АО изменяется в широких

пределах в зависимости от конструктивных особенностей гидромашины.

Подробно этот вопрос рассмотрен в главе 3.

Таким образом, зона нечувствительности, вызванная потерями

рабочей жидкости в гидромашинах, равна (- е ) - 0 - (еп).

Когда зона нечуствительности заканчивается, выходной вал

привода приходит в движение, однако это движение сопровождается

остановками, т.е. привод вступает в зону релаксационных колебаний..

Величина зоны релаксационных колебаний ег определяется

соотношением средней скорости вращения вала гидромотора и

амплитудой колебаний её переменной части.

Верхним пределом зоны релаксационных колебаний является е , при

котором величина средней скорости (ш ) равняется амплитуде колебаний

ср

переменной её части (А щ ^ , т.е.

г?

о

сл

I

ev-зона нечувствительности, вызванная сжатием рабочей жидкости,

ел- зона нечувствительности, вызванная утечками рабочей жидкости

е г- зона релаксационных колебаний

е т - граница минимально устойчивых оборотов

о

= А „ • (5-10)

ср (д) уаг * '

Откуда л

= 0 -1Г-5 ~ р-р—Г (5"П)

Г ^ "о + О I

Граница минимально устойчивых ("ползучих") оборотов определяется допустимой величиной колебаний выходной скорости.

Если допустимо, чтобы амплутуда колебаний выходной скорости составляла К-ую часть средней скорости вращения вала, то граница минимально устойчивых ("ползучих") оборотов характеризуется величиной параметра регулирования, который вычисляется из следующего выражения

е = С --5—5- (5-12)

*н шо (Н + а2 1м2) 1

Входящее в выражения (5-11) и (5-12) величина И равна

11 - \ е ( \ е + '1'н) 8 + ид+ 1)м ' (5"13)

Таким образом, разные виды энергетических потерь в гидромашинах привода приводят к значительным нелинейностям, что существенно уменьшает диапазон регулирования и увеличивает значения минимальных ("ползучих") скоростей вращения привода (рис.6).

Приведенные зависимости показывают какие энергетические потери в насосе и гидромоторе и в какой степении влияют на величину зоны нечуствительности, релаксационных колебаний и минимально устойчивых ("ползучих") оборотов, которые изменяются в широких пределах.

На практике это приводит к изменению минимальных допустимых скоростей вращения на несколько порядков величины от 140°/мин и меньше до 80-200 об/мин и больше.

Таким образом, диапазон регулирования изменяется от (500 -1000) до (5-10).

На рис. 5-2 приведены результаты расчбтов и эксперименальных исследований минимальных устойчивых ("ползучих") оборотов аксиально-поршневых машин с двойным несиловым карданом.

ф а

со И

л

Ен о о р, о И

о

0,00

м I I м I I | м м м I ■! I | I

100,00 200,00 300,00

Угол поворота вала гидромотора Рис. 5-2. Минимально устойчивые ("ползучие") обороты аксиально-поршневого гидромотора с двойным не силовым карданом.

Среднее значение скорости в данном случае равно 3,5 об/мин.

На рис. 5_з приведены результаты экспериментальных исследований гидромотора с коленчатым валом (ЛМ-100).

Среднее значение скорости в данном случае равно 140°/мин.

Графики на рис. 5-2.и 5-3 отчетливо показывают, что гидромоторы с коленчатыми валами имеют значительно более низкие и более стабильные минимальные обороты, чем аксиально-поршневые гидромоторы и тем более плунжерные гидромашины , у которых среднее значение минимальных ("ползучих") оборотов равно 80-200 оО/мин.

Угол поворота вала гидромотора Рис. 5-3. Минимально устойчивые ("ползучие") обороты гидромотора с коленчатым валом.

Проведенные теоретические разработки позволили существенно улучшить конструкции насосов (изобретения .№№ 556240, 569745, 653422, 773306, 779620, 918497, 1495495) и гидромоторов привода (изобретения 664901, 751669, 775375, 1054043, 1102846, 1147841, 1167270, 1286803, 1481099, 1544598).

Второй раздел посвящен применению разработанной методики в расширенных рамках исследования, когда учитываются не только внутренние характеристики привода (насос+гидромотор), но и внешние условия его эксплуатации.

Показано, что при определенных условиях машинный агрегат может обойтись без первичного двигателя и насосной установки, а в других случаях и без первичного двигателя, насосной установки, исполнительного двигателя и системы управления.

Эти решения показаны на примере крановой перегрузки в условиях волнения моря (A.C.J6 378372, 380523, 534389, 552238, 559856, 652036) и для защитных сооружений, предназначенных для борьбы с наводнениями(А.С.Л 894047, 894048), когда внешняя среда обладает достаточным запасом энергии и есть возможность использовать эту энергию, отказавшись от обычных источников энергии.

Кроме того , это техническое решение не имеет нелинейностей типа зона нечувствительности, зона релаксационных колебаний, зона минимально устойчивых ("ползучих") оборотов, связанных с потерями в гидромашинах привода, что значительно увеличивает диапазон регулирования и повышает чувствительность привода.

Таким образом, в этом случае ev = 0, en = 0, er = 0, em = 0.

Ряд конструктивных решений, разработанных с применением указанной методики, признаны изобретениями.

Конструктивное решение крановой перегрузки в условиях качки в море награждено Бронзовой медалью ВДНХ СССР (рис.5-4.).

Третий раздел посвящен применению разработанной методики для снижения виброактивности гидромашин.

Причиной вынужденных колебаний является действие возмущающей силы, импульс действия которой равен - S = PBQ3MÄt.

В работах Я.Г.Пановко показано, что значение перемещения равно

х = -НЩГ (sln Pt + 003 Р* ct& ~W (5-35)

Таким образом, очевидно, что при прочих равных условиях, чем больше величина импульса S тем больше величина перемещения х.

Детальный анализ работы поршневых гидромашин позволяет установить чему равен импульс S, возмущающая сила Р возыи время ей действия At в каждом конкретном случае и разработать способы снижения виброактивности гидромашин путём - уменьшения времени действия возмущающей силы At, (A.C.J6 285510, 347448),

Рис. 5-4. Устройство для передачи грузов с передающего судна на принимающее судно в условиях морской качки (А.С.Л 652036).

- 34 -

- уменьшения величины суммарной возмущающей силы Рвозм (А.С.Л 1236153) и

- снижения импульса вынуждающей силы Б (А.С.Л 802597, 808688, 960462).

Использование разработанных способов позволило снизить вибрацию гидромашин в различных случаях от 5 до 20 дб.

Четвёртый раздел посвящен применению разработанной методики получения требуемых характеристик привода путем совместного проектирования гидромотора и исполнительного механизма

- манипуляторов (А.С.й 855421, 1054043),

- транспортных средств (А.С.Л 301039, 664901, 751669, 855421, - 1245747, 1286803, 1481099, 1544598),

- шагающих машин (А.С.Л 441176).

В. нем показаны конструктивные решения гидромоторов привода различного назначения, которые обеспечивают минимальные потери энергии и оптимальные динамичные качества привода и защищены авторскими свидетельствами на изобретения.

Применение их в качестве гидромоторов транспортных средств позволяет обеспечить максимальный диапазон регулирования, максимальный момент страгивания, плавное страгивание с места, минимальную стоимость привода и т.д.

Применение шагающих машин позволяет значительно улучшить >. тягово-сцепные свойства транспортных средств на слабых грунтах и предотвращает деградацию сельскохозяйственных угодий.

Экспериментальная проверка этих решений на сельскохозяйственной технике подтвердила правильность принятых решений и защищена авторскими свидетельствами. ВЫВОДЫ.

Проведенный комплекс исследований позволяет сделать следующие выводы:

I. Большое число конструктивных решений (более 2,5 миллионов вариантов), многообразные требования предъявляемые к приводам и разноообразные условия эксплуатации не позволяют разработать одну математическую модель объёмного гидропривода и с её помощью вычислить динамические характеристики необходимые в данном случае.

2. Разработан метод формирования высокоадекватных физических и математических моделей конкретных приводов, работающих в конкретных условиях, который основан на детальном исследовании потока энергии, проходящего через гидромашины с учётом физических процессов в них протекающих, включая детальное рассмотрение порционного процесса передачи энергии через отдельный поршневой(плунжерный) узел, затем через отдельную поршневую(плунжерную) группу и через гидромашину в целом.

3. Разработана обобщенная математическая модель гидропривода, отражающая основные процессы, происходящие в гидроприводе и основные особенности функционирования основных узлов гидромашин, причём конкретные математические модели конкретных приводов формируются путем преобразования обобщенной модели и исключения из неб частей, практически не влияющих на процесс передачи энергии при учёте конкретных условий эксплуатации.

4. Установлена принципиально различная картина потерь энергии на трение в поршневой и плунжерной гидромашинах.

5. Установлено, что в гидромашинах различных конструкций, величина потерь на трение, и величина объёмных потерь изменяются на несколько порядков величины.

6. Установлено, что поршневые группы гидромашин имеют зоны самоторможения, в которых мощность потерь на трение превышает значение мощности, развиваемой этой поршневой группой.

7. Предложены ряд конструкций распределительных устройств, которые уменьшают величину зоны самоторможения или исключают еб вообще.

8. Оптимальные значения величины зоны высокого давления, позволяют обеспечить максимальный КЦД поршнеой группы или максимальное значение энергии, передаваемой через поршневую группу, или устранить переменную составляющую вынуждающей силы и т.д.

9. Установлено, что существенное(а в ряде случаев определяющее) влияние на характеристики привода оказывает величина подпоршневого пространства и предложены ряд конструктивных решений, уменьшающих величину подпоршневого пространства и улучшающих выходные характеристики привода.

10. Для повышения адекватности математических моделей предложен метод отыскания действующих значений физических величин, связанных со свойствами жидкости, который позволяет знать действительное значение модуля упругости жидкости, коэффициента трения, коэффициента утечек и т.д. в работающей машине и знать, как эти значения изменяются с изменением режимов работы.

11. Разработанный метод, позволяет в каждом конкретном случае улучшать динамические характеристики привода путем установления того как и какие параметры привода влияют на величину зоны нечуствительности привода, зоны релаксационных колебаний и зоны минимально устойчивых ("ползучих") оборотов вала гидромотора.

12. Исследования показали, что во многих случаях использование плунжерных гидромашин приводит к существенному снижению динамических характеристик, а использование плунжерных гидромашин в качестве гидромотора, как правило, нежелательно.

13. Использование радиально-поршневых гидромашин с внешним расположением опорного элемента значительно снижает динамические и энергетические качества.

14. Разработан способ улучшения динамических качеств привода путём устранения промежуточных элементов привода и использования энергии окружающей среды, который использовался при проектировании устройства для перекрытия судопропускного створа плотины во время наводнения и при проектировании устройств для перегрузки с судна на судно в условиях качки в море, которые признаны изобретениями, изготовлены, прошли экспериментальную проверку, награждены медалью ВДНХ СССР.

15. Разработаны несколько методов снижения виброактивности гидромашин, уменьшающих время воздействия возмущающей силы, уменьшающих суммарную вынуждающую силу, снижающих импульс вынуждающей силы, которые признаны изобретениями и позволим снизить виброактивность гидромашин на 5-20 дб.

16. Разработанный метод позволил успешно адаптировать гидромоторы в различных устройствах: в приводе манупулятора, в приводе автомобиля, в шагающих аппаратах сельскохозяйственной техники и т.д.

17. Ряд разработок признан избретениями, изготовлены, прошли экспериментальную проверку, награждены медалями ВДНХ СССР.

18. Испытания привода автомобиля, шагающих аппаратов показали, что они имеют высокий КПД, максимальную тягу даже при малых скоростях, и высокую проходимость на слабых грунтах.

ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1. Астахович Т.Е., Горбешко М.В. Повышение проходимости транспортных средств. Материалы третьей Ленинградской научно-технической конференции по гадроприводам . I9G5.

2. Астахович Т.Б., Горбешко М.В. Особенности пульсации гидромашин с четным числом поршней. Материалы XII Всесоюзного совещания по гидравлической автоматике. Каунас. 1970.

3. Астахович Т.Б., Горбешко М.В., Стиценко А.Т., Степанов Г.Н. и Козельский Е.И.. Радиально-поршневой многоходовой гидромотор. Авторское свидетельство 380860, Открытия. Изобретения. 1973. Ji 21.

4. Астахович Т.Б., Горбешко М.В., Квинт Г.Г., Махорин Н.И., Менчуков И.В., Осипов Э.П. Грузоподъбмное устройство для перегрузки при волнении.А.С. J6 378372. Открытия. Изобретения. 1973. & 19.

5. Астахович Т.Б., Горбешко М.В., Квинт Г.Г., Махорин Н.И., Менчуков И.В., Осипов Э.П. Грузоподъёмный кран. A.C. № 380523. Открытия. Изобретения . 1973. Я 21.

6. Богач В.А., Горбешко М.В. Исследование механических потерь поршневых гидромашин. Депонировано. Реф. опубликован в РЖ ВТЭ, сер. О, вып.З, 1977, J6 705.

7. Богач В.А., Горбешко М.В. Исследование причин, приводящих к самоторможению поршневых гидромоторов. Депонировано. Реф. опубликован в БСИ "Судостроение", вып.2, 1978, № 832.

8. Брилль Д.Е., Горбешко М.В.и др. Повышение точности работы гидроавтоматических устройств. Сб."Проблемы гидроавтоматики". Отв.ред. В.Н.Прокофьев. "Наука", М., 1969.

9. Брилль Д.Е., Горбешко М.В. и др. Радиально-поршневая гидромашина. A.C. № 204137. Открытия. Изобретения. 1967.JS 21.

10. Брилль Д.Е., Горбешко М.В. и др. Муфта безударного включения валов. A.C. № 236921. Открытия. Изобретения. 1969. .№ 7.

11. Брилль Д.E., Горбешко М.В. и др. Устройство для уплотнения канала подачи жидкости внутрь вращающегося вала. A.C. № 280134. Открытия. Изобретения. 1970. № 27.

12. Брилль Д.Е., Горбешко М.В. и др. Многоходовая роторно-поршневая гидромашина. A.C.Jf 286410. Открытия. Изобретения.

1971. № 32.

13. Брилль Д.Е., 'Брилль В.Д., Горбешко М.В. и др. Радиально-поршневая гидромашина. A.C. № 224313. Открытия. Изобретения. 1968.

14. Брилль Д.Е., Дмитриев И.С., Горбешко М.В. и др. Устройство гидравлического привода летательного аппарата для передвижения по земле. A.C. № 301039. Открытия. Изобретения. 1971.

15. Быков B.C., Пудовик Р.И., Горбешко М.В., Стажков G.M. Привод самоходной тележки судоподъемника. A.C.J6 I167270. Открытия. Изобретения. 1985. М 26.

16. Воронов I.C., Горбешко М.В. Анализ перспектив развития гидроприводов сельскохозяйственных машин. Материалы семинара "Новое в проектировании и эксплуатации автоматических приводов и систем гидроавтоматики."

Под редакцией проф. Потапова A.M. ЛДНТП Л.,1984.

17. Гидравлические системы и гидрооборудование." Горбешко М.В., Кисточкин Е.С., Смирнов Ю.Н. Министерство В и ССО СССР. Л.: ММ. 1982.

18. Горбешко М.В. Графоаналитический метод исследования диаметральных размеров радиально-поршневых гидромашин. Материалы пятой Ленинградской научно-технической конференции по гидроприводам. Под редакцией проф. Брилль Д.Е.1967.

19. Горбешко М.В. Определение величины зоны самоторможения кривошипно-шатунного механизма. Энергомашиностроение, № 9, 1971.

20. Горбешко М.В. Торцевой распределитель. А.С.№ 285510. Открытия. Изобетения. 1971. Л 33.

21. Горбешко М.В., Маранцев М.А. Влияние величины зоны высокого давления на механические потери в поршневых гидромашинах. Материалы 7-ой Ленинградской научно-технической конференции по гидроприводам. Под редакцией проф. Потапова A.M. 1971.

22. Горбешко M.B. Золотниковый распределитель ротационной поршневой гидромашшш.А.С.Л 347448. Открытия. Изобретения.

1972. Л 24.

23. Горбешко М.В., Махорин Н.И. и др. Грузоподъёмное устройство для передачи грузов при волнении. A.C. № 378372. Открытия. Изобретения. 1973. № 19.

24. Горбешко М.В., Махорин Н.И. и др. Грузоподъёмный кран. A.C. № 380523. Открытия. Изобретения. 1973. Л 21.

25. Горбешко М.В. и др. Поршневой многоходовой гидромотор. A.C. Jfe 427160. Открытия. Изобретения. 1975. № 17.

26. Горбешко М.В., Романов В.В. Активное колесо. A.C. № 44II76. Открытия. Изобретения. 1976. ä 32.

27. Горбешко М.В. Устройство для передачи грузов с одного судна на другое в условиях открытого моря. A.C. № 534389. Открытия. Изобретения. 1977. № 41.

28. Горбешко М.В. Подъёмный кран для для передачи грузов с одного судна на другое в условиях открытого моря. A.C. № 552238. Открытия. Изобретения. 1977. Л 12.

29. Горбешко М.В. Кран для подачи груза с судна на судно в условиях волнения моря. A.C. J6 559856. Открытия. Изобретения. 1977. J6 20.

30. Горбешко М.В., Думский В.Л. и Маранцев М.А. Аксиально-поршневая гидромашина. A.G.JS 556240. Открытия. Изобретения. 1977. Ш 16.

31. Горбешко М.В., Астахович Т.Б., Думский В.Л. и Маранцев М.А. Аксиально-поршневая гидромашина. A.C.J6 569745. Открытия. Изобретения. 1977. № 31.

32. Горбешко М.В., Романов В.В. Движитель внедорожного транспортного средства. Промышленный транспорт № 7. 1978.

33. Горбешко М.В., Думский В.Л., Сгиценко А.Т. и Хорохорин Б.А. Аксиально-плунжерная гидромашина. A.C. № 653422. Открытия. Изобретения. 1979. Л II.

34. Горбешко М.В., Богач В.А., Кощеев А.В.и др. Самоходная тележка наклонного подъемника. A.C. J6 664901. Открытия. Изобретения. 1979. № 23.

35. Горбешко М.В., Морозов М.А. Совершенствование конструктивных схем аксиально-поршневых гидромашин. Материалы Ленинградской научно-технической конференции по гидроприводам.

Под редакцией проф. Потапова A.M. 1979.

36. Горбешко М.В. Устройство для перемещения грузов с передающего судна на принимающее в условиях морской качки. A.C. Jfe 652036. Открытия. Изобретения. 1979. J6 10.

37. Горбешко М.В., Молодцов Ю.А., Попов Б.В. и др. Аксиально-поршневая гидромашина. A.C. № 676750. Открытия. Изобретения. 1979. J£ 28.

38. Горбешко М.В., Богач В.А., и др. Гидропривод двухосной тележки. A.C. & 751669. Открытия. Изобретения. 1980. ü 28.

39. Горбешко М.В., Богач В.А. Поршневая гидромашина. A.C. № 775375. Открытия. Изобретения. 1980. № 40.

40. Горбешко М.В., Морозов М.А. и др. Иммитатор пониженной гравитации транспорного средства. A.C. № 855421. Открытия. Изобретения. 1980. Ji 30.

41. Горбешко М.В., Думский В.Л., Морозов М.В., Стиценко А.Т.и Хорохорин Б.А. Аксиально-плунжерная гидромашина. A.C. № 773306. Открытия. Изобретения. 1980. № 39.

42. Горбешко М.В., Думский В.Л., Стиценко А.Т., Гурвич Я.Ф., Воротынцев Б.Н. .Аксиально-поршневая гидромашина. A.C. № 779620. Открытия. Изобретения. 1980. № 42.

43. Горбешко М.В., Лукьянов Г.А., Стажков С.М. Откатной затвор судопропускного створа гидротехнического сооружения. A.C. № 894047. Открытия. Изобретения. 1981. № 48.

44. Горбешко М.В., Лукьянов Г.А., Стажков С.М. Откатной затвор судопропускного створа плотины. A.C. Ji 894048. Открытия. Изобретения. 1981. J6 48.

45. Горбешко М.В., Стажков С.М., Богач В.А. Исследование гидропривода откатных ворот судопропускных сооружений комплекса Защиты Ленинграда от нагонных наводнений. Материалы семинара "Новое в проектировании и эксплуатации гидропривода и систем автоматики".

Под редакцией проф. Потапова A.M. Ленинград, ЛДНГП, 1981.

46. Горбешко М.В., Воротынцев Б.Н., Молодцов Ю.А., Стариченков Л.С. Самовсасывающая поршневая гидромашина. A.C. X 808688. Открытия. Изобретения. 1981. № 8.

47. Горбешко М.В., Воротынцев Б.Н., Козлов Ю.М., Дунаев Ю.Н. Поршневая гидромашина. A.C. № 802597. Открытия. Изобретения.

1981. № 5.

48. Горбешко М.В. и др. Тенденции развития аксиальных гидромашин и стендового испытательного оборудования. 06."Новое в проектировании и эксплуатапди гидропривода и гидроавтоматики". Под редакцией проф. Потапова A.M. Л. ЛДИГП. 1981.

49. Горбешко М.В., Молодцов Ю.А. и др. Силовой гидроцилиндр. A.C.J6 973961. Открытия. Изобретения. 1982. № 42.

50. Горбешко М.В., Воротынцев Б.Н., Молодцов Ю.А., Стариченков I.C., Сергеев М.Г. Поршневая гидромашина. A.C. № 960462. Открытия. Изобретения. 1982. J6 35.

51. Горбешко М.В., Стажков С.М. Поршневая группа аксиально-поршневой гидромашины. A.C. № 947464. Открытия. Изобретения.

1982. Jfi 28.

52. Горбешко М.В., Думский В.Л., Стиценко А.Т., Маранцев М.А., Федоров Н.Ф. Аксиально-поршневая гидромашина. A.C. Ji 918497. Открытия. Изобретения. 1982. № 13.

53. Горбешко М.В., Трофимович А.Г. Направляющее устройство для пропуска судов. A.C. № I0I7765. Открытия. Изобретения. 1983.№ 18.

54. Горбешко М.В., Стажков С.М., Морозов М.А. и др. Манипулятор. A.C. J6 1054043. Открытия. Изобретения. 1983. № 42.

55. Горбешко М.В., Стажков С.М. и др. Привод самоходной тележки судоподъемников. A.C. J6 II02846. Открытия. Изобретения. 1984.

№ 26.

56. Горбешко М.В., Морозов М.А. и др. Поршневая гидромашина. A.C. # II47841. Открытия. Изобретения. 1985. & 12.

57. Горбешко М.В. Разработка гидромоторколес машин для животноводства и кормопроизводства. Информационный бюллетень М. Минживмаш.1985.

58. Горбешко М.В., Маранцев М.А. и др. Аксиально-плунжерная гидромашина. A.C. № II38534. Открытия. Изобретения. 1985. № 5.

59. Горбешко M.B. Анализ перспектив развития гидротрансмиссий для самоходной сельскохозяйственной техники. Информационный бюллетень Минживмаш. 1985.

80. Горбешко М.В. Анализ перспектив развития гидравлических мотор-колес для самоходной сельскохозяйственной техники. "Новое в проектировании и эксплуатации автоматических приводов и систем гидроавтоматики". Под редакцией проф. Потапова A.M. Л. ЛДНТП. 1985.

61. Горбешко М.В., Маранцев М.А. и др. Аксиально-плунжерная гидромашина. A.C. № I163033. Открытия. Изобретения. 1985. J6 23.

62. Горбешко М.В., Чеплашкин А.П. Направляющее устройство для пропуска судов. A.C. Я II760I3. Открытия. Изобретения. 1985. Ji 32.

63. Горбешко М.В., Ворогынцев Б.Н., Молодцов Ю.А. Аксиально-поршневая гидромашина. A.C. J6 I236I53. Открытия. Изобретения.

1986. № 21.

64. Горбешко М.В., Невинчаный С.П. и др. Радиально-поршневая гидромашина. A.C. № 1245747. Открытия. Изобретения. 1986. № 27.

65. Горбешко М.В., Гомберг В.А. Аксиально-плунжерная гидромашина. A.C. Ji II7306I. Открытия. Изобретения. 1985. J6 30.

66. Горбешко М.В., Невинчаный С.П., Щеглов А.И. Радиально-поршневая гидромашина. A.C. № 1245747. Открытия. Изобретения. 1986. № 27.

67. Горбешко М.В., Невинчаный С.П., Комендантов П.А. Гидромотор транспортного средства. A.C. № 1286803. Открытия. Изобретения.

1987. № 4.

68. Горбешко М.В., Щеглов А.И., Зыкова Т.М. Регулиркемая аксиально- плунжерная гидромашина. A.C. № 1495495. Открытия. Изобретения. 1989. Ji 27.

69. Горбешко М.В., Кондратьев А.Е., Щеглов А.И. Гидромотор транспортного средства. A.C. J6 I48I099. Открытия. Изобретения. 1989. Ji 19.

70. Горбешко М.В. и др. Гидромотор транспортного средства. A.C. Л 1544598. Открытия. Изобретения. 1990. № 7.

71. Горбешко М.В., Коноплев В.А., Вольберг О.Л. Исследование и разработка механической альтернативы лошади для сельскохозяйственного производства. 2-я Республиканская конференция "Механика

и управление движением шагающих машин" (ВПИ) Волгоград, 1992.

72. Горбешко М.В. Гидрообъёмная трансмиссия для транспортных средств. Сб. "Роботы и манипуляторы в экстремальных условиях", С-Петербург, 1992.

73. Горбешко М.В., Илюхин К.Н. Исследование шагающих роботов в сельскохозяйственной технике. Сб."Роботы и манипуляторы в экстремальных условиях", С-Петербург, 1992.

74. Горбешко М.В. Исследование проблемы адаптации объёмных гидроприводов для роботов, работающих в экстремальных условиях.

Сб."Робототехника для экстремальных условий". С-Петербург.1993.

75. Горбешко М.В., Шавлович З.А. Совершенствование объёмного гидропривода механизма регулирования турбин. Труды. Вып.6.Основаны в 1995 г. Конструкция и рабочий процесс гидротурбин. Мин.общ. и проф. образования Российской Федерации. С-ПИМаш, С-Петербург. 1997.

76. Горбешко М.В. Разработка математических моделей гидромашин систем управления подвижных элементов гидротехнических сооружений. Всероссийский журнал "Гидротехническое строительство" Ш2. M.I997.

77. Горбешко М.В. Повышение надежности работы привода затвора судопропускного створа плотины. Всероссийский журнал "Гидротехническое строительство", № 3, M., 1998 г.

78. Горбешко М.В. Шагающие машины. Промышленность сегодня .№ 6(49). С-Пегербург, 1999.

79. Рабочие жидкости гидросистем. Патентный обзор. (Под редакцией Горбешко М.В.) М.: Патент. 1979. - 250 с.

80. Расчётно-графические работы по гидравлике. Агеев Е.И., Горбешко М.В. и др. Министерство В и ССО СССР. Л.: ЛМИ. 1980.

81. GorbeshKo M., Konoplev V., Volberg 0. A desing of dynamic equations for artificial horse models. A scientific conference "Simulation of complicated mechanical sistems", USSR, Tashkent, 1991.

82.Gorbeshko M., Konoplev V., Belkov A., Volberg 0. Dynamic model of artifical horse locomotion. "International symposium on modelling problem in bionics". St.Peterburg, 1992.

5

Глава I. АНАЛИЗ ПРОБЛЕМЫ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ХАРАКТЕРИСТИК

МАШИННЫХ АГРЕГАТОВ С ОБЪЕМНЫМ ГИДРОПРИВОДОМ.

1.1. Обобщенная система уравнений движения машинного агрегата с объёмным гидроприводом.

1.2. Анализ существующих математических моделей поршневых гидромашин.

1.3. Анализ конструктивного многообразия поршневых (плунжерных) гидромашин объёмного гидропривода.

1.4. Выводы по главе 1.

Глава 2. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ФОРМИРОВАНИЯ ПОТОКА

МЕХАНИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ В ПОРШНЕВОЙ ГРУППЕ ГИДРОМАШИНЫ.

2.1. Факторы, влияющие на характер и величину механических потерь.

2.2. Порционный характер передачи механической энергии в поршневых гидромашинах.

2.2.1. Анализ основного элементарного акта передачи механической энергии через поршневой узел гидромашины.

2.2.2. Формирование порции передаваемой энергии в поршневой гидромашине.

2.2.3. Совершенствование процесса формирования порции передаваемой энергии в поршневых гидромашинах.

2.2.4. Оптимизация величины зоны высокого давления.

2.3. Закономерности формирования порции механической энергии в плунжерной группе гидромашины.

2.4. Анализ явления самоторможения в плунжерной группе

2.5. Выводы по главе 2.

Глава 3. ФОРМИРОВАНИЕ ПОТОКА МЕХАНИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ

ПРОХОДЯЩЕГО ЧЕРЕЗ ГИДРОМАШИНУ.

Раздел I. Потери на механическое трение.

3.1. Мгновенное значение теоретического момента.

3.2. Исследование влияния величины зоны высокого давления на величину мгновенного значения теоретического момента.

3.3. Закономерности потерь на трение в радиально-поршневых гидромашинах.

3.4. Потери на трение в аксиально-поршневых гидромашинах.

3.5. Влияние величины зоны высокого давления на характер пульсации сил трения аксиально-поршневых гидромашин.

3.6. Экспериментальное исследование влияния величины зоны высокого давления на эффективность передачи энергии через аксиально-поршневую гидромашину.

3.7. Аксиально-плунжерные гидромашины.

3.8. Радиально-плунжерные гидромашины.

3.9. Выводы по разделу I главы 3.

Доминирующие факторы, определяющие величину механических потерь в гидромашинах различных конструкций.

Раздел 2.

3.10. Объёмные потери в поршневых гидромашинах.

3.11. Анализ потерь рабочей жидкости из подпоршневого пространства.

3.12. Анализ потерь рабочей жидкости из распре делителя.

3.13. Устранение отрицательного влияния величины подпоршневого пространства на эффективность передачи энергии и величину "мертвой" зоны.

3.14. Выводы по разделу 2 главы 3.

Доминирующие факторы, определяющие величину объёмных потерь.

3.15. Выводы по главе 3.

Глава 4. влияние режимов работы на значение физических величин. действующие значения физических величин).

4.1. Действующие значения модуля упругости, коэффициент утечек и коэффициент вязкости жидкости.

4.2. Действующие значения коэффициентов трения в поршневых гидромашинах.

4.3. Действующие значения характеристик трения в плунжерных гидромашинах.

4.4. Выводы по главе 4.

Глава 5. ПУТИ УЛУЧШЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ, ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ И

ВИБРАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК С УЧЕТОМ ГРАНЩ ИССЛЕДОВАНИЯ

5.1. Раздел I. Исследование качества динамических процессов в границах исследования насос - гидромотор.

5.1.1. Зона нечувствительности.

5.1.2. Зона релаксационных колебаний и минимально устойчивых ползучих") оборотов.

5.1.3. Выводы по разделу I главы 5.

5.2. Раздел 2. Улучшение динамических и энергетических качеств привода в границах источник энергии - привод.

5.2.1. Устранение первичного двигателя и насосной установки

5.2.2. Устранение первичного двигателя, насосной установки, исполнительного двигателя и системы слежения.

5.2.3. Выводы по разделу 2 главы 5.

5.3. Раздел 3. Пути снижения виброактивности отдельных гидромашин привода.

5.3.1. Уменьшение времени действия возмущающей силы.

5.3.2. Уменьшение суммарной вынуждающей силы.

5.3.3. Снижение импульса вынуждающей силы.

5.3.4. Выводы по разделу 3 главы 5.

5.4. Раздел 4. Совершенствование динамических и энергетических характеристик в границах гидромотор-исполнительный механизм

5.4.1. Адаптация радиально-поршневых гидромашин в машинных агрегатах различного назначения.

5.4.2. Реализация предложенных радиально-поршневых гидромашин на транспортных средствах.

5.4.3. Адаптация гидравлических двигателей в шагающих аппаратах сельскохозяйственного назначения.

5.4.4. Выводы по разделу 4 главы 5.

Объёмный лщропржод за последние пятьдесят летуспешю конкурирует с другими приводами ( механическим, электрическим и т.д.), вытесняя их из многих машинных агрегатов.

Высокая энергоёмкость, быстродействие, высокая надежность и защищенность от перегрузок, удобство компановки и т.д. обеспечили объёмному гидроприводу широкое применение во многих: отраслях народного хозяйства.

Значительный вклад в развитие теории и практики объёмного гидропривода в нашей стране внесли работы учёных школы Т.М.Башта, школы В.Н.Прокофьева, школы БГТУ(ЛВМИ), работы сотрудников ЦНИИАГ, ЦНИИ "Сигнал", НАТИ, 1ЩИСМ и т.д.

Однако, несмотря на неоспоримые в ряде случаев преимущества, применение гидропривода ставит перед проектировщиками ряд сложных и порой неразрешимых на первый взгляд проблем.:

Получение требуемых динамических характеристик конкретного машинного агрегата, выдвигает жесткие требования к гидромашинам привода.

Во многих случаях требуется получить

- максимальную точность отработки сигнала управления,

- максимальный диапазон регулирования,

- минимальную виброактивность привода,

- минимальные, а иногда и нулевые энергозатраты,

- устранение явления самоторможения и т.д.

Однако при реальном проектировании реализация этих требований встречает значительные трудности, когда у проектировщиков нет уверенности в том, что эти качества будут получены.

Неверный выбор конструктивных параметров гидромашин может не только не позволить получить требуемые характеристики привода, но может гфивести к

- значительному снижению КЦД,

- усложнению конструкции привода,

- снижению надежности,

- уменьшению диапазона регулирования,

- получению значительных вибраций^

- 6

- самоторможению привода и т.д. и т.п.

Кроме того малая адекватность математических моделей приводит к ошибочным прогнозам относительно выходных характеристик машинного агрегата в целом.

Причём и уникальные по своим характеристикам привода и привода не отвечающие поставленшм требованиям порой проектируются в одном и том же конструкторском бюро.

Объясняется это тем, что физические процессы, происходящие в гидроприводе ещ§ недостаточно изучены, а в ряде случаев основные принципы работы гидромашин принимаются a priori, и на самом деле не соответствуют действительности» т.к., конструктивные особенности гидромашин, источника энергии и исполнительного механизма при исследованиях дшамических характеристик привода в настоящее время практически не учитываются.

Неоправданно упрощенный переход от исследуемого объекта к физической модели и ещё более упрощенный переход к математической модели приводит зачастую к уравнениям, которые слабо или никак не отражают основные физические процессы, происходящие в исследуемом объекте.

Основные физические процессы представляются весьма условно, а границы применения математических зависимостей не указываются.

В настоящее время огромная номенклатура гидромашин, огромное поле применения гидропривода не дают возможности создать одну математическую модель объёмного гидропривода, а ставят на повестку дня вопрос формирования метода поиска высокоадекватных физических и математических моделей, позволяющих получить требуемые характеристики машинного агрегата в кавдом конкретном случае.

Простейший гидропривод, состоящий из одного насоса и одного гидромотора, имеет более двух миллионов вариантов выполнения.

Естественно, что одни варианты выполнения гидропривода могут обеспечить требуемые динамические характеристики для одних машинных агрегатов и не могут обеспечить требуемые характеристики для других, т.к. в каждом конкретном случае определяющими могут являться совершенно различные динамические характеристики привода.

Например, точность отработки сигнала управления является жёстким требованием для ряда машинных агрегатов, а требование виброактивности для этих агрегатов не существенно.

В другом случае наблюдается обратная картина, когда не столь важна точность отработки сигнала управления, но зато требования к виброактивности агрегата являются основными.

Таким образом, существует проблема на начальных стадиях создания новой техники обеспечить требуемые значения её конкретных выходных характеристик

Для решения этой проблемы необходимо тщательное исследование процесса передачи энергии от источника энергии к исполнительному механизму.

С этой целью необходимо решить ряд важных задач:

- исследовать и установить важнейшие закономерности формирования порции энергии при передаче её через гидромашину,

- исследовать закономерности передачи энергии через поршневой (плунжерный) узел и поршневую (плунжерную) группу гидромапшны,

- найти зависимости эффективности передачи энергии через поршневую группу в зависимости от условий её работы,

- найти зависимость потерь энергии на механическое трение в зависимости от конструктивной схемы гидромашины, исследовать зависимость объёмных потерь энергии от конструктивной схемы гидромашины и величины подпоршневого ппространства,

- найти взаимосвязи между действительными значениями ряда физических величин, связанных со свойствами рабочей жидкости, и режимами работы гидромашины,

- показать взаимосвязь между конструктивными особенностями гидромашин и нелинейностями гидропривода [зон нечуствительности, зоны релаксационных колебаний и зоны минимально устойчивых "ползучих") оборотов] ,

- исследовать пути снижения виброактивности гидромашин,

- расширить границы исследования и проанализировать влияние на машинного агрегата характеристик источника энергии,

- использовать энергию внешней среды для привода машинного агрегата и получения его улучшенных характеристик,

- провести исследование и найти оптимальные решения в границах гидродвигатель - конкретный исполнительный механизм.

В зависимости от требований, предъявляемых к машинному агрегату и условий его эксплуатации оптшальные решения нужно искать в границах

- отдельной гидромашины,

- обоих гидромашин привода,

- источника энергии и насосной установки,

- гидромотора и исполнительного механизма,

- источника энергии, насосной установки, гидромотора и исполнительного механизма и т.д.

На первом этапе проводится детальное исследование гидромашин привода и их основных узлов, формируются физические модели, отражающие проховдение энергетического потока через отдельные узлы, поршневые (плунжерные) группы и гидромашины в целом.

Следовательно, формируются правильные представления о влиянии конструктивных особенностей гидромашин и физических процессов в них происходящих на характеристики привода .

Сведения о работе отдельных узлов гидромашин формируются на основе многочисленных экспериментов, проведенных многими авторами, поэтому принципы, закладываемые в физическую модель суть принципы a posteriori.

В результате формируется высокоадекватная физическая модель, соответствующая природе привода.

В дальнейшем в зависимости от требований, предъявляемых к приводу, от того какие' динамические характеристики в данном случае являются доминирующими и от того в каких рамках мы проводим исследования , формируются несколько путей получения требуемых характеристик машинных агрегатов.

В диссертации рассматриваются следующие пути получения требуемых динамических характеристик машинных агрегатов:

- устанение причин, вызывающих нежелательные явления, которые ухудшают динамические характеристики привода,

- формирование математических моделей, их исследование и отыскание с их помощью оптимальных решений.

В данном случае конкретные математические модели являются частным случаем обобщенной математической модели, которая в общем виде отражает прохождение энергетического потока через привод.

Разница между обобщенной и конкретной математическими моделями заключается в том, что обобщенная модель охватывает практически все особенности передачи энергии, имеющие место в гидроприводе, а конкретная математическая модель охватывает лишь процессы, доминирующие в каждом конкретном случае.

Особое внимание уделяется порционному (квантовому) характеру передачи энергии через гидромашины привода, когда энергия внутри одного кванта изменяется в широких пределах.

Затем рассмативается энергетический поток, проходящий через гидромашину в целом, где порции энергии, проходящие через отдельные поршневые группы, складываются в единый поток.

Особой трудностью является использование в математической модели величин, отражающих свойства жидкости, которые неминуемо должны содержать экспериментальные коэффициенты.

Детальное рассмотрение гидромашин, поршневых групп и их узлов, свойств рабочей жидкости позволяет выявить какие процессы и в каких узлах гидромашины оказывают доминирующее влияние на интересующие нас в данном случае характеристики привода.

Это позволяет принять правильное, решение для отыскания оптимальных показателей машинных агрегатов.

В начале диссертации проводится формирование обобщенной математической модели машинного агрегата с объёмным гидроприводом.

Затем рассматриваются существующие математические модели поршневых гидромашин и проводится анализ конструктивного многообразия гидромашин объёмного привода.

Далее проводится детальный анализ механических и объёмных потерь, имеющих место в отдельном поршневом узле, отдельной поршневой группе, который позволяет выявить принципиальное различие формирования потерь энергии в поршневых и плунжерных группах, установить наличие зон нечуствительности и зон самоторможения и наметить пути совершенствования процесса формирования порции энергии, передаваемой через поршневую группу.

Установлено, что в поршневых гидромашинах основные потери на трения имеют место в шарнирах, вращающихся с частотой равной или близкой частоте выходного вала, притом потерями на трение в паре поршень-цилиндр можно принебречь, а в плунжерных гидромашинах основные потери приходятся на трение плунжера о цилиндр, где порой возникает явление "ювенального" трения.

Затем рассматривается процесс формирования потока механической энергии, проходящего через гидромашину в целом и выявляется в каких гидромашинах эти потери больше, а каких меньше.

Установлено, что величина механических потерь в гидромашинах различных конструктивных схем изменяется на несколько порядков величины.

Рассматривается влияние зоны высокого давления на величину механических потерь, на характер пульсации теоретического момента и сил трения.

Автором предложено несколько конструкций распределительных устройств с уменьшенной зоной высокого давления, которые значительно увеличивают КПД гидромашины, ряд из которых признаны изобретениями.

Приводятся результаты экспериментальных исследований влияния величины зоны высокого давления на эффективнолсть передачи энергии через аксиально-поршневую гидромашину.

Анализ объёмных потерь показал, что потери из-за утечек рабочей жидкости для различных конструкций изменяются на несколько порядков величины.

Иссследования показали, что существенную часть объёмных потерь гидромашин составляют потери на сжатие рабочей жидкости в подпоршневом пространстве, что особенно заметно у гидромашин с полыми поршнями (плунжерами).

Автором предложено несколько конструктивных схем гидромашин, в которых потери из-за сжатия в подпоршневом пространстве сведены к минимуму.

Несколько таких решений признаны изобретениями.

Поскольку создание высокоадекватных моделей гидропривода немыслимо без физических величин, определяемых свойствами рабочей жидкости, то в работе проводится исследование по выявлению действующих значений физических величин и влияния на них режимов работы гидромашины.

Используя результаты экспериментальных исследований, получаем действующие значения коэффициета трения, модуля упругости жидкости, коэффициента утечек.

Таким образом, в математических моделях мы %спользуем не умозрительные значения физических величин, а значения реально действующие в гидромашинах, что значительно увеличивает точность расчётов.

В дальнейшем приводятся примеры применения разработанного метода формирования высокоадекватных физических и математических моделей для отыскания требуемых в данном случае характеристик привода.

В начале рассматривается случай, когда гидроприводу требуется широкий диапазон регулирования и высокая точность отработки сиглала управления.

В этом случае обобщенная модель модернизируется с учётом факторов, влияющих на указанные характеристики и преобразуется к виду, имеющему аналитическое решение. Это позволяет найти выражения для

- зоны нечуствительности, вызванной сжатием рабочей жидкости,

- зоны нечуствительности, вызванной утечками,

- зоны релаксационных колебаний,

- зоны минимально устойчивых оборотов.

Разработанный метод позволяет получать требуемые характеристики привода путём устранения ряда промежуточных элементов и использования энергии окружающей среды.

Так для перемещения затворов гидротехнических сооружений по защите С-Петербурга (Ленинграда) от нагонных наводнений предложено использовать энергию самого наводнения.

Макет этого устройства демонстрировался на ВДНХ СССР. Для компенсации взаимнных перемещений груза и принимающего судна при качке предложено использовать энергию волнения моря. Указанные технические решения защищены несколькими авторскими

- 12 свидетельствами и награждено бронзовой медалью ВДНХ СССР.

Затем рассматривается случай, при котором необходимо обеспечить минимальную виброактивность гидромашины.

В результате разработаты несколько способов уменьшения виброактивности гидромашин, защищенные авторскими свидетельствами:

- уменьшение времени действия вынуждающей силы,

- уменьшение суммарной вынуждающей силы,

- снижение величины импульса вынуждающей силы.

Экспериментальная проверка разработанных способов снижэения виброактивности гидромашин показала снижение вибраций на 5-20 дб.

Разработанный метод позволяет для конкретных случаев предложить оптимальные решения гидромоторов максимально адаптированных к конкретным машинным агретатам:

- к манипулятору,

- к приводу автомобиля,

- к приводу шагающего аппарата с/х машин и т.д.

Несколько десятков технических решений признаны изобретениями Гидропривод автомобиля прошел успешные натурные испытания на самоходной косилке-плющилке КПС-5Г.

Шагающий аппарат был испытан в условиях болота, где развивал тягу на крюке, равную 60% от веса, приходившегося на колесо, и был награжден бронзовой медалью ВДНХ СССР.

5.4.4. Выводы по разделу 4 главы 5.

1. Проведенное исследование показывает, что оптимальными с точки зрения экономии энергии и динамических качеств во вмогих случаях являются гидромоторы с коленчатыми валами.

2. Многообразные применения гидропривода ставят задачу адаптации гидромоторов в конкретных условиях работы конкретеного механизма.

3. По заказу промышленных предприятий и научно-исследовательских институтов, при участии автора разработаны ряд конструкций, которые максимально адаптированы к конкретным исполнительным механизмам.

4. Успешные испытания прошел эксперименальный гидропривод для автомобиля с гидромотор-колесами, разработанный для сельскохозяйственной техники.

5. Адаптация гидромоторов в шагающих аппаратах для сельскохозяйственной техники позволила создать экспериментальный образец шагающей машины, который показал уникальные возможности перемещения по слабым грунтам.

6. Ряд разработанных конструкций признан изобретениями.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.

Разработанный в диссертации метод формирования требуемых характеристик привода на начальных стадиях проектирования новой техники включает в себя детальное изучение конструктивных особенностей гидромашин и физических процессов в них происходящих.

Проведенные исследования показали, что большое число конструктивных решений (более 2,5 миллионов вариантов), многообразные требования к ним предъявляемые и разноообразные условия эксплуатации не позволяют разработать одну математическую модель объёмного гидропривода и с её помощью отыскать его динамические характеристики.

При разработке метода нахождения требуемых характеристик привода по возможности исключались предположения a priori, а использовались выводы a posteriori.

Причём чётко оговариваются границы проводимых исследований и, следовательно, границы в которых справедливы полученные результаты.

Разработан метод формирования высокоадекватных физических и математических моделей конкретных приводов, работающих в конкретных условиях, который основан на детальном исследовании потока энергии, проходящего через гидромашины с учётом физических процессов в них протекающих.

Метод включает в себя детальное рассмотрение процесса передачи энергии через отдельный поршневой(плунжерный) узел, затем через отдельную поршневую (плунжерную) группу и через гидромашину в целом.

Разработана обобщенная математическая модель гидропривода, отражающая основные процессы, происходящие в гидроприводе, и особенности функционирования основных узлов гидромашин.

Конкретные математические модели конкретных приводов формируются путем преобразования обобщенной модели и исключения из неё частей, практически не влияющих на процесс передечи энергии в данном случае.

На формирование конкретной математической модели также сказываются условия функционирования привода и те характеристики,

- 261 которые необходимы в данном случав .

Установлена принципиально различная картина потерь энергии на трение в поршневой и плунжерной гидромашинах.

Установлен широкий диапазон значений различного рода потерь энергии в гидромашинах различных конструкций, при котором и величина потерь на трение, и величина объёмных потерь изменяются на несколько порядков величины.

Установлено, что поршневые группы гидромоторов имеют зоны самоторможения, в которых мощность потерь на трение превышает значение мощности, развиваемой этой поршневой группой.

Предложены ряд конструкций распределительных устройств, которые уменьшают отрицательное влияние зоны самоторможения или исключают её вообще.

Найдены оптимальные значения величины зоны высокого давления, при которой можно обеспечить максимальное КПД поршневой группы или максимальное значение энергии, передаваемой через поршневую группу, или устранение переменной составляющей вынуждающей силы и т.д.

Установлено, что существенное (а в ряде случаев определяющее) влияние на характеристики привода оказывает величина подпоршневого пространства.

Предложены ряд конструктивных решений, уменьшающих величину подпоршневого пространства и улучшающих выходные характеристики привода.

Для повышения адекватности математических моделей предложен метод отыскания действующих значений физических величин, связанных со свойствами жидкости, который позволяет знать значения действительное значение модуля упругости жидкости, коэффициента трения, коэффициента утечек и т.д. в работающей машине и знать как эти значения изменяются с изменением режимов работы.

Разработанный метод, позволяет улучшать динамические характеристики привода путем выявления того как и какие параметры привода влияют на величину

- зоны нечуствительности привода,

- зоны релаксационных колебаний и

- 262

- зоны минимально устойчивых оборотов вала гидромотора.

Приведены примеры улучшения динамических качеств привода путём устранения промежуточных элементов привода и использования энергии окружающей среды.

Разработаны технические решения использования энергии наводнения для перекрытия створа плотины во время наводнения и при перегрузке с судна на судно в условиях качки в море.

Предложенные технические решения признаны изобретениями, демонстрировались на выставке и наргаждены медалью ВДНХ СССР.

Разработанный метод позволил предложить несколько способов снижения виброактивности гидромашин, путем

- уменьшения времени воздействия возмущающей силы,

- уменьшения суммарной вынуждающей силы,

- снижения импульса вынуждающей силы.

Эти решения признаны изобретениями и позволили в ряде случаев снизить виброактивность гидромашин на 5-20 дб.

Разработанный метод позволил успешно адаптировать гидромоторы в различных исполнительных устройствах: в манупуляторах, в приводе автомобиля и в шагающих аппаратах сельскохозяйственной техники.

Ряд разработок признаны избретениями, изготовлены, прошли экспериментальную проверку, награждены медалью ВДНХ СССР.

Испытания показали, что привод автомобиля имеют высокий КПД, максимальную тягу даже при малых скоростях, имеет максимальный диапазон регулирования.

Шагающие аппараты сельскохозяйственных машин показали высокую проходимость на слабых грунтах, когда при работе на болоте развивали тягу, равную 60% от веса, приходившегося на шагающий аппарат. При этом конструкция удобна в эксплуатации и надёжна.

В 1999 году эти технические решения ("Шагающие машины" и "Привод автомобиля") демонстрировались на выставках в Манеже С-Петербурга и награждены дипломами губернатора С-Петербурга В. Яковлева и Министерства Высшего образования России.

Несколько десятков конструктивных решений, разработанных в результате использования предлагаемой методики, признаны изобретениями.

1. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод / Под ред. В.Н.Прокофьева. М.: Машиностроение, 1968. 495с.

2. Ахматов А.С. Молекулярная физика граничного трения. М. : Физматгиз, 1963 г. 472 с.

3. Астахович Т.Б., Горбешко М.В. Повышение проходимости транспортных средств. Материалы третьей Ленинградской научно-технической конференции по гидроприводам . 1965.

4. Астахович Т.Б., Горбешко М.В. Особенности пульсации гидромашин с четным числом поршней. Материалы XII Всесоюзного совещания по гидравлической автоматике. Каунас. 1970.

5. Астахович Т.Б., Горбешко М.В., Стиценко А.Т., Степанов Г.Н. и Козельский Е.И. Радиально-поршневой многоходовой гидромотор. А.С. № 380860. Открытия. Изобретения. 1973. * 21.

6. Астахович Т.Б., Горбешко М.В., Квинт Г.Г., Махорин Н.И., Менчуков И.В., Осипов Э.П. Грузоподъёмное устройство для перегрузки при волнении. А.С. № 378372. Открытия. Изобретения. 1973. Л 19.

7. Астахович Т.Б., Горбешко М.В., Квинт Г.Г., Махорин Н.И., Менчуков И.В., Осипов Э.П. Грузоподъёмный кран. А.С. № 380523. Открытия. Изобретения. 1973. Jft 21.

8. Боуден Ф.П., Тейбор Д., Трение и смазка, Машгиз, I960.

9. Богач В.А., Горбешко М.В. Исследование механических потерь поршневых гидромашин. Депонировано. Реф. опубликован в РЖ ВТЭ, сер. О, вып.З, 1977, № 705.

10. Богач В.А., Горбешко М.В. Исследование причин, приводящих к самоторможению поршневых гидромоторов. Депонировано. Реф. опубликован в БСИ "Судостроение", вып.2, 1978, Л 832.

11. Брилль Д.Е., Горбешко М.В. и др. Повышение точности работы гидроавтоматических устройств. Сб."Проблемы гидроавтоматики". Отв.ред. В.Н.Прокофьев. "Наука", М., 1969.

12. Брилль Д. Е., Горбешко М.В. и др. Радиально-поршневая гидромашина. А.С. № 204137. Открытия. Изобретения. 1967 .№21.- 264

13. Брилль Д.Е., Горбешко М.В. и др. Муфта безударного включения валов. А.С. J® 236921. Открытия. Изобретения. 1969. J® 7.

14. Брилль Д.Е., Горбешко М.В. и др. Устройство для уплотнения канала подачи жидкости внутрь вращающегося вала. А.С. J£ 280134. Открытия. Изобретения. 1970. Jfc 27.

15. Брилль Д.Е., Горбешко М.В. и др. Многоходовая роторно-поршневая гидромашина. A.C.Jfc 286410. Открытия. Изобретения. 1971. * 32.

16. Брилль Д.Е., Брилль В. Д., Горбешко М.В. и др. Радиально-поршневая гидромашина. А. С. № 224313. Открытия. Изобретения. 1968.

17. Брилль Д.Е., Дмитриев И.О., Горбешко М.В. Устройство гидравлического привода летательного аппарата для передвижения по земле. А.С. № 301039. Открытия. Изобретения. 1971.

18. Быков B.C., Пудовик Р.И., Горбешко М.В., Стажков С.М. Привод самоходной тележки судоподъемника. A.C.J® I167270. Открытия. Изобретения. 1985. № 26.

19. Всесоюзная конференция по трению и износу в машинах, т.1. Доклады , Изд. АН СССР, 1939 .

20. Всесоюзная конференция по трению и износу в машинах, т. II. Доклады, выступления и резолюция, Изд. АН СССР, 1940.

21. А.О.Гельфонд Решение уравнений в целых числах. М.Наука, 1978.

22. Гидравлические системы и гидрооборудование. Горбешко М.В., Кисточкин Е.С., Смирнов Ю.Н. Министерство В и ССО СССР. Л.: ЛМИ. 1982.

23. Горбешко М.В. Графоаналитический метод исследования диаметральных размеров радиально-поршневых гидромашин. Материалы пятой Ленинградской научно-технической конференции по гидроприводам. Под редакцией проф. Брилль Д.Е.1967.- 265

24. Горбешко М.В. Определение величины зоны самоторможения кривошипно-шатунного механизма. Энергомашиностроение, Л 9, 1971.

25. Горбешко М.В. Торцевой распределитель. A.C.Jfc 285510. Открытия. Изобетения. 1971. J® 33.

26. Горбешко М.В., Маранцев М.А. Влияние величины зоны высокого давления на механические потери в поршневых гидромашинах. Материалы 7-ой Ленинградской научно-технической конференции по гидроприводам. Под редакцией проф. Потапова A.M. 1971.

27. Горбешко М.В. Золотниковый распределитель ротационной поршневой гидромашины. А.С.Я 347448. Открытия. Изобретения. 1972. Л 24.

28. Горбешко М.В., Махорин Н.И. и др. Грузоподъёмное устройство для передачи грузов при волнении. А.С. Л 378372. Открытия. Изобретения. 1973. Л 19.

29. Горбешко М.В., Махорин Н.И. и др. Грузоподъёмный кран. А.С. Л 380523. Открытия. Изобретения. 1973. Л 21.

30. Горбешко М.В. и др. Поршневой многоходовой гидромотор. А.С. Л 427160. Открытия. Изобретения. 1975. Л 17.

31. Горбешко М.В., Романов В.В. Активное колесо. А.С. Л 441176. Открытия. Изобретения. 1976. Л 32.

32. Горбешко М.В. Устройство для передачи грузов с одного судна на другое в условиях открытого моря. А.С. Л 534389. Открытия. Изобретения. 1977. Л 41.

33. Горбешко М.В. Подъёмный кран для для передачи грузов с одного судна на другое в условиях открытого моря. А.С. № 552238. Открытия. Изобретения. 1977. J® 12.

34. Горбешко М.В. Кран для подачи груза с судна на судно в условиях волнения моря. А.С. Л 559856. Открытия. Изобретения. 1977. Jt 20.

35. Горбешко М.В., Думский В.Л. и Маранцев М.А. Аксиально-поршневая гидромашина. А.С.Л 556240. Открытия. Изобретения. 1977. Л 16.

36. Горбешко М.В., Астахович Т.Б., Думский В.Л. и Маранцев М.А. Аксиально-поршневая гидромашина. A.C.J® 569745. Открытия. Изобретения. 1977. Л 31.- 266

37. Горбешко М.В., Романов В.В. Движитель внедорожного транспортного средства. Промышленный транспорт $ 7. 1978.

38. Горбешко М.В., Думский В.Л., Стиценко А.Т. и Хорохорин Б.А. Аксиально-плунжерная гидромашина. А. С. J6 653422. Открытия. Изобретения 1979. Jfc II.

39. Горбешко М.В., Богач В.А., Кощеев А.В.и др. Самоходная тележка наклонного подъемника. А.С. Л 664901. Открытия. Изобретения. 1979. Л 23.

40. Горбешко М.В., Морозов М.А. Совершенствование конструктивных схем аксиально-поршневых гидромашин. Материалы Ленинградской научно-технической конференции по гидроприводам.

41. Под редакцией проф. Потапова A.M. 1979.

42. Горбешко М.В. Устройство для перемещения грузов с передающего судна на принимающее в условиях морской качки. А.С. № 652036. Открытия. Изобретения. 1979. J& 10.

43. Горбешко М.В., Молодцов Ю.А. , Попов Б.В. и др. Аксиально-поршневая гидромашина. А.С. J® 676750. Открытия. Изобретения. 1979. J& 28.

44. Горбешко М.В., Богач В.А., и др. Гидропривод двухосной тележки. А.С. Jfc 751669. Открытия. Изобретения. 1980. J6 28.

45. Горбешко М.В., Богач В.А. Поршневая гидромашина. А.С. № 775375. Открытия. Изобретения. 1980. № 40.

46. Горбешко М.В., Морозов М.А. и др. Иммитатор пониженной гравитации транспорного средства. А. С. № 855421. Открытия. Изобретения. 1980. № 30.

47. Горбешко М.В., Думский В.Л., Морозов М.В., Стиценко А.Т.и Хорохорин Б.А. Аксиально-плунжерная гидромашина. А.С. № 773306. Открытия. Изобретения. 1980. № 39.

48. Горбешко М.В., Думский В.Л., Стиценко А.Т., Гурвич Я.Ф., Воротынцев Б.Н. .Аксиально-поршневая гидромашина. А.С. Л 779620. Открытия. Изобретения. 1980. №42.

49. Горбешко М.В., Лукьянов Г.А., Стажков С.М. Откатной затвор судопропускного створа гидротехнического сооружения. А.С. Л 894047. Открытия, изобретения № 48, 1981.- 267

50. Горбешко М.В., Лукьянов Г.А., Стажков С.М. Откатной затвор судопропускного створа плотины. А. С. .№ 894048. Открытия. Изобретения. 1981. Л 48.

51. Горбешко М.В., Стажков С.М., Богач В. А. Исследование гидропривода откатных ворот судопропускных сооружений комплекса Защиты Ленинграда от нагонных наводнений. Материалы семинара "Новое в проектировании и экЪснуатации гидропривода и систем автоматики".

52. Под редакцией проф. Потапова A.M. Ленинград, ЛДНТП, 1981.

53. Горбешко М.В., Воротынцев Б.Н., Молодцов Ю.А., Стариченков Л.С. Самовсасывающая поршневая гидромашина. А. С. Л 808688. Открытия. Изобретения. 1981. № 8.

54. Горбешко М.В., Воротынцев Б.Н., Козлов Ю.М., Дунаев Ю.Н. Поршневая гидромашина. А.С. J® 802597. Открытия. Изобретения.1981. № 5.

55. Горбешко М.В. и др. Тенденции развития аксиальных гидромашин и стендового испытательного оборудования. Сб."Новое в проектировании и эксплуатации гидропривода и гидроавтоматики".

56. Под редакцией проф. Потапова A.M. Л. ЛДНТП. 1981.

57. Горбешко М.В., Молодцов Ю.А. и др. Силовой гидроцилиндр. А.С.* 973961. Открытия, изобретения 1982. Л 42.

58. Горбешко М.В., Воротынцев Б.Н., Молодцов Ю.А., Стариченков Л.С., Сергеев М.Г. Поршневая гидромашина. А.С. № 960462. Открытия. Изобретения. 1982. Л 35.

59. Горбешко М.В., Стажков С.М. Поршневая группа аксиально-поршневой гидромашины. А.С. Л 947464. Открытия. Изобретения. 1982. Л 28.

60. Горбешко М.В., Думский В.Л., Стиценко А.Т., Маранцев М.А., Федоров Н.Ф. Аксиально-поршневая гидромашина. А.С. Л 918497. Открытия. Изобретения. 1982. Л 13.

61. Горбешко М.В., Трофимович А.Г. Направляющее устройство для пропуска судов. А.С. Л I0I7765. Открытия. Изобретения. 1983. Л 18.

62. Горбешко М.В., Стажков С.М., Морозов М.А. и др. Манипулятор. А.С. Л 1054043. Открытия. Изобретения. 1983. Л 42.- 268

63. Горбешко М.В., Стажков С.М. и др. Привод самоходной тележки судоподъемников. А.С. № 1102846. Открытия. Изобретения. 1984.1. Л 26.

64. Горбешко М.В., Морозов М.А. и др. Поршневая гидромашина. А.С. № II4784I. Открытия. Изобретения. 1985. № 12.

65. Горбешко М.В. Разработка гидромоторколес машин для животноводства и кормопроизводства. Информационный бюллетень М. Минживмаш.1985.

66. Горбешко М.В., Маранцев М.А. и др. Аксиально-плунжерная гидромашина. А.С. № II38534. Открытия. Изобретения. 1985. № 5.

67. Горбешко М.В. Анализ перспектив развития гидротрансмиссий для самоходной сельскохозяйственной техники. Информационный бюллетень Минживмаш. 1985.

68. Горбешко М.В. Анализ перспектив развития гидравлических мотор-колес для самоходной сельскохозяйственной техники. "Новое в проектировании и эксплуатации автоматических приводов и систем гидроавтоматики". Под редакцией проф. Потапова A.M. Л. ЛДНТП. 1985.

69. Горбешко М.В., Маранцев М.А. и др. Аксиально-плунжерная гидромашина. А.С. № II63033. Открытия. Изобретения. 1985. № 23.

70. Горбешко М.В., Чеплашкин А.П. Направляющее устройство для пропуска судов. А.С. № II760I3. Открытия. Изобретения. 1985. Л 32.

71. Горбешко М.В., Воротынцев Б.Н., Молодцов Ю.А. Аксиально-поршневая гидромашина. А.С. J I236I53. Открытия. Изобретения.1986. № 21.

72. Горбешко М.В., Невинчаный С.П. и др. Радиально-поршневая гидромашина. А.С. № 1245747. Открытия. Изобретения. 1986. Л 27.

73. Горбешко М.В., Гомберг В.А. Аксиально-плунжерная гидромашина. А.С. № II7306I. Открытия. Изобретения. 1985. Л 30.

74. Горбешко М.В., Невинчаный С.П., Щеглов А.И. Радиально-поршневая гидромашина. А.С. № 1245747. Открытия. Изобретения. 1986. № 27.

75. Горбешко М.В., Невинчаный С.П., Комендантов П.А. Гидромотор транспортного средства. А.С. № 1286803. Открытия. Изобретения.1987. № 4.

76. Горбешко М.В., Невинчаный С.П. и др. Гидромотор транспортного средства. А.С. Л 1286803. Открытия. Изобретения. 1987. № 4.б- 269

77. Горбешко М.В., Щеглов А.П., Зыкова Т.М. Регулиркемая аксиально- плунжерная гидромашина. А.С. Л 1495495. Открытия. Изобретения. 1989. Л 27.

78. Горбешко М.В., Кондратьев А.Е., Щеглов А.И. Гидромотор транспортного средства. А.С. № I48I099. Открытия. Изобретения.1989. Л 19.

79. Горбешко М.В. и др. Гидромотор транспортного средства. A.G. Л 1544598. Открытия. Изобретения. 1990. # 7.

80. Горбешко М.В., Коноплев В.А., Вольберг 0.JL Исследование и разработка механической альтернативы лошади для сельскохозяйственного производства. 2-я Республиканская конференция "Механика и управление движением шагающих машин" (ВПИ) Волгоград, 1992.

81. Горбешко М.В. Гидрообъёмная трансмиссия для транспортных средств. Сб. "Роботы и манипуляторы в экстремальных условиях", С-Петербург, 1992.

82. Горбешко М.В., Илюхин К.Н. Исследование шагающих роботов в сельскохозяйственной технике. Сб."Роботы и манипуляторы в экстремальных условиях", С-Петербург, 1992.

83. Горбешко М.В. Исследование проблемы адаптации объёмных гидроприводов для роботов, работающих в экстремальных условиях.

84. Сб."Робототехника для экстремальных условий". С-Петербург. 1993.

85. Горбешко М.В. Разработка математических моделей гидромашин систем управления подвижных элементов гидротехнических сооружений. Всероссийский журнал "Гидротехническое строительство" J6Z2. M.I997.

86. Горбешко М.В. Повышение надежности работы привода затвора судопропускного створа плотины. Всероссийский журнал "Гидротехническое строительство", J& 3, М., 1998 г.

87. Горбешко М.В. Шагающие машины. Промышленность сегодня Л 6(49). С-Петербург, 1999.

88. Дубровский О.Н. Гидроэнергетические расчёты судовых силовых- 270 гидравлических приводов и систем. Судостроение. Ленинград. 1974. 280 с.

89. Дерягин Б.В., Что такое трение? Изд. АН СССР, 1952.

90. Исследования в области поверхностных сил. Сборник докладов на конференции по поверхностным силам, апрель I960 г. Изд. АН СССР, 1961.

91. Качество поверхности деталей машин ( Труды семинара по качеству поверхности), сборник 3, Изд. АН СССР, 1957,стр.46.

92. Камке Э. Справочник по обыкновенным дифференциальным уравнениям. М., "Наука", 1965 г. 704 с.

93. Колчин Н.И. Механика машин.М-Л.Машгиз, 1963. 536с.с илл.

94. Крагельский И.В., Щедров B.C., Развитие теории о трении, Изд.АН СССР, 1956, с.197.

95. Крагельский И.В. Трение и износ, Машгиз, 1962, стр.236.

96. Краснов А.А., Студенецкий А.Л. , Горбешко М.В.Гидромотор транспортного средства. А.С. № 1544598. Открытия. Изобретения. 1990. Л 7.

97. Лозовский В.Н. Дигностика авиационных топливных и гидравлических агрегатов. М.: Транспорт, 1979. - 295 с.

98. Некрасов Б.Б. Гидравлика и её применение на летательных аппаратах.М. Машиностроение. 1967.

99. Объемные гидромеханические передачи: Расчет и конструирование. О.М.Бабаев, Л.Н.Игнатьев, Е.С.Кисточкин и др.;Под общей редакцией Е.С.Кисточкина.- Л.; Машиностроение. Ленинградское отделение, 1987.-256 е.: ил.

100. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара. Изд. 3-е, доп. и перераб. Л. Машиностроение (Ленингр.отд.), 1976.

101. Передача грузов в море. И.А.Горшков, Н.И.Махорин. Л., "Судостроение", 1977.- 271

102. Попов Д.Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем: Учебник для вузов по специальностям "Гидропневмоавтоматика и гидропривод" и "Гидравлические машины и средства автоматики". -2-е изд.„перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1987. - 464 с.ил.

103. Рабочие жидкости гидросистем. Патентный обзор. (Под редакцией Горбешко М.В.) М.: Патент. 1979. 250 с.

104. Развитие теории трения и изнашивания ( Труды совещания по вопросам теории трения и изнашивания 15-17 ноября 1954), Изд.1. АН СССР, 1957.

105. Расчётно-графические работы по гидравлике. Агеев Е.И., Горбешко М.В. и др. Министерство В и ССО СССР. Л.: ЛМИ. 1980.

106. Средства передачи грузов на суда в море. Л."Судостроение",1973. Андреева Л.Н., Киев А.В., Маслов А.Е., Махорин Н.И., Соколов Г.С.

107. Сухое трение (Труды совещания по вопросам сухого трения).Изд.АН Латв.ССР, 1961.

108. Трение и граничная смазка. Сборник статей,ШГ, 1952.

109. Труды Второй всесоюзной конференции по трению и износу в машинах, т.1. Доклады, Изд. АН СССР , 1947.

110. Труды Второй всесоюзной конференции по трению и износу в машинах, т.11. Доклады, Изд. АН СССР , 1948.

111. НО. Труды Второй всесоюзной конференции по трению и износу в машинах, т.III.Доклады, Изд. АН СССР , 1949.

112. Труды Второй всесоюзной конференции по трению и износу в машинах, т.IV.Доклады, выступления и резолюция, Изд. АН СССР,1951.

113. Труды Третьей всесоюзной конференции по трению и износу в машинах, т.1. Износ и износостойкость. Антифрикционные материалы, Изд. АН СССР, I960.

114. Труды Третьей всесоюзной конференции по трению и износу в машинах, т.н. Сухое и граничное трение. Фрикционные материалы, Изд. АН СССР, I960.

115. Conference on Lubrication a.Wear, Institute of Mechanical Engineers, London, 1957.

116. Friction and Wear, Edited by R.Davies, Elsevier Сотр., 1959.

117. Gorbeshko M., Konoplev V., Volberg 0. A desing of dynamic equations for artificial horse models. A scientific conference

118. Simulation of complicated mechanical sistems", USSR, Tashkent, 1991.

119. Gorbeshko M., Konoplev V., Belkov A., Volberg 0. Dynamic model of artifical horse locomotion. "International symposium on modelling problem in bionics". St.Peterburg, 1992.

120. W.B.Hardy, Collected Scientific Paper, Cambridge, 1936.

121. Schlosser W.M. Mathematical model for hydraulic power and motor// Hydraulic power transmission .1961. Vol.7, J® 76,P.252-257.

122. Thoma J. Performance of hydrostatic tfansmission// Hydraulic pneumatic power. 1963. Vol.9. № 273-285.

123. Wilson W.E. Performance criteria for positive-displacement pumps and fluid motors// Transactions of the ASME. 1949,Vol.71, N2,P.23-28.

124. P.Woog. Contribution a 1*etude de graissage.Onctuosite. Influences moleculaires. Paris, 1926.

125. W.Istomin. Perspektiven des Radees. Motor kalender der DDR. 1982.