автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Исследование и разработка поршневых насосов с дроссельными механизмами ограничения предельного давления

МИНИСТЕРСТВО ТЯЖЕЛОГО МАШИНОСТРОЕНИЯ СССР ^

ВСЕСОЮЗНЫЙ ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ, КОНСТРУКТОРСКИЙ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ ГИДРОМАШИНОСТРОЕНИЯ

На правах рукописи

УДК 621.652.(088.8)

РОГУ НОВ Михаил Александрович

ИССЛЕДОВАНИЕ И РАЗРАБОТКА ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ С ДРОССЕЛЬНЫМИ МЕХАНИЗМАМИ ОГРАНИЧЕНИЯ ПРЕДЕЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ

Специальность 05.04.13 — Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

МОСКВА 1990

Работа выполнена во Всесоюзном Ордена Трудового Красного Знамени

научно-исследовательск ом, к онс трукторском и технологическом институте гидромашиностроения (БНИИгидромаш)

кандидат технических наук, доцент Л. Н. Бритвин

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Шейпак А. А. кандидат технических наук Калишевский В. Л.

Ведущая организация: Всесоюзный научно-исследовательский и конструкторский институт химического машиностроения (НШхиммаш)

Защита состоится "27 - ¿¿^Зъ 1990 г. в -"часов

на заседании специализированного Совета К.137.01.02 во Всесоюзном Ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательском, конструкторском и технологическом институте гидромашиностроения до адресу: 129626, Москва, 2-ая Мытищинская ул. д.2.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ВНИИгидромаша

Автореферат разослан " 1990 г.

Ваши отзывы, в двух экземплярах, заверенные печатью, просим высылать по адресу: 129626, Москва, 2-ая Мытищинская ул., д.2, специализированный Совет К.137.01.02.

Ученый секретарь специализированного Совета кандидат ------------

Научный руководитель:

старший

Козлов

ОЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ.

Актуальность. Перекачивание рабочей среды в системах жизнеобеспечения автономных объектов с малыш расходами (до 0,1 м3/ч.) при давлениях до 0,1 - 0,3 МПа обеспечивается электроприводными насосами, в том числе и поршневыми. Предохранительные клапаны в напорной линии из-за засорения, облитерашш, адгезионных процессов и т.д. срабатывают с недопустимыми для низконапорных систем забросами давления. Автоматические системы регулирования подачи могут обеспечить достаточное быстродействие и отсутствие перерегулирования, однако, при этом энергопотребление, габариты и масса насосной установки могут возрасти в несколько раз. Из других апробированных средств ограничения давления надежную защиту от перегрузки обеспечивают только поршневые насосы с упругим звеном в приводе. Однако, при необходимости обеспечить высокую крутизну расходно-напорных характеристик при повышенном давлении, их габариты и масса значительно увеличиваются из-за увеличения размеров упругого элемента.

Таким образом, создание объемных насосных агрегатов с устройствами ограничения давления, обеспечивающих защиту малорасходных низконапорных гидросистем и самих насосных агрегатов от недопустимой перегрузки по давлению является актуальной задачей.

Цель работы. Основной целью диссертации является создание однопоршневых насосов с встроенными в рабочую камеру устройствами, обеспечивающими защиту привода насосов и элементов гидросистемы от недопустимого воздействия давления.

Задачами исследования являются:

- разработка новых конструктивных решений насосов с дроссельными механизмами ограничения давления;

- проведение теоретических и экспериментальных исследований рабочих процессов предложенных насосов;

- разработка методик расчета конструктивных параметров насосов, обеспечивающих соответствие характеристик "насос - механизм предохранения - гидросистема" условиям работы системы жизнеобеспечения;

Научная новизна диссертационной работы заключается:

- в экспериментальных и теоретических данных о рабочих процессах новых поршневых насосов с встроенными устройствами ограничения давления дроссельного типа;

- в предложенных моделях и аналитических зависимостях для

I

расчета динамических отклонений характеристик "насос - механизм предохранения - гидросистема" от статических расходно-напорных характеристик насосов;

- в экспериментальных и теоретических данных о колебательных яропессах в напорной линии, возникающих при работе насосов

с встроенными регуляторами при использовании упругих нагнетательных клапанов;

- в разработанных методиках расчета, обеспечивающих соответствие характеристик "насос - механизм предохранения - гидросистема" условиям эксплуатации системы.

Практическая ценность исследования состоит в создании новых типов поршневых насосов с встроенными механизмами предохранения насоса от перегрузки, а агрегатов гидросистемы - от недопустимого воздействия как статической, так и динамической составляющих давления, а такие в предложенных методиках согласования параметров насоса, механизма предохранения и гидросистемы.

Реализация работы. Научные и практические результаты диссертационной работы использованы в ОКБ завода "Старт" при разработке насосов для технологической установки У2М. 3.240.046, применяемой при производстве полупроводниковых приборов. Насосы также используются в МАДЙ на кафедре "Гидропривод и гидропневмоавтоматика" при изучении курса "Объемные гидромадшны".

Апробация работы. Результаты исследований доложены автором на XV Гагарянских чтениях (Москва, 1985), Всесоюзной конференции "Вклад молодых ученых и специалистов в научно-технический прогресс" (Севастополь, 1985), на Постоянно Действующем Семинаре Гагаринского Комитета при Президиуме АН СССР ( 20.02.1987, Москва). Материалы диссертации вошли в стендовый доклад, представленный ВШИгидромашем на 20-ой конференции $АЕ по системам жизнеобеспечения (Вильямсбург, Вирджиния, США, 1990). Фрагменты работы в виде экспериментального образца насоса экспонировались на выставках ПТШ-86 (ВДНХ, 1986), "Мадшностроение-вб" (ВДНХ, 1986), "Научно-техническое творчество миллионов" (Ханой, 1987). Экспонат отмечен бронзовой медалью ДДКХ и дипломами."

Публикации. Основные положения диссертации опубликованы автором в 9 статьях и 5 научных отчетах. Автором получено 2 авторских свидетельства на разработанные конструкции.

Объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения и списка литературы. Диссертация содержит страниц машинописного текста, 10 таблиц, 45 рисунков. Список

литературы включает 99 работ советских и зарубе:;щых авторов.

СОДЕЕАККЕ РАБОТЫ.

В первой главе работы проведен анализ известных способов ограничения давления в гидросистемах и приведены результаты предварительных испытаний экспериментального образна насоса с дроссельным механизмом ограничения предельного давления, конструктивная схема которого представлена на рис. 1,а.

и Ч~Ре характеристики насосов с дроссельными механизмами ограничения предельного давления.

В корпусе I насоса размещены шток 2, подав :пыГ: относительно пего поршень 3 с. всасывающим клапаном 4 :: нагнетатель ни"

клапан 5. Пружина 6 прижимает поршень 5 к упору 7, который ограничивает его перемещение относительно штока в сторону рабочей камеры. Упор 8 на штоке ограничивает перемещение всасывающего клапана относительно штока в сторону всасывающей камеры. Шток, поршень, всасывающий клапан и пружина образуют механизм ограничения давления. При низких рабочих давлениях подача насоса за рабочий цикл равна С|=2^6 , где ^ - площадь поршня насоса, б - эксцентриситет приводного механизма. Насос имеет такую подачу, пока давление насоса ре не превысит значение

где С1 ) Хде ~ жесткость и предварительная деформация пружины 6; Т?тр - сила' трения в поршневой паре; С^, Х^о ~ жесткость и предварительная деформация пружины нагнетательного клапана; ^ - эффективная площадь нагнетательного клапана. При ре> р^ механизм предохранения работает как упругий демпфер, что продолжается до тех пор, пока ре не достигает значения:

(2)

где Е - осевой зазор между упором 7 и всасывающим клапаном.. При этом давление жидкости, действующее на всасывающий клапан, компенсируется реакцией штока. Эффективная площадь поршня скачком уменьшается на величину эффективной площади ?з всасывающего клапана, поэтому дальнейшее перемещение поршня относительно штока возможно при превышении давлением насоса значения:

где С3,Х30 - жесткость и предварительная деформация пружины всасывающего клапана, р^ - давление^ на всасывании насоса; -площадь нагнетательного клапана со стороны напорной лиши. При Ра< Рв<Рз подала насоса определяется как £|= Р1(2е~Е). При превышении давлением насоса значения р3 поршень дополнительно смещается относительно штока, происходит разгерметизация рабочей камеры и жидкость перепускается во всасывающую линию. В номинальном режиме элементы механизма предохранения принудительно перемещаются относительно друг друга, а его дросселирующая щель промывается жидкостью, заполняющей при всасывании рабочую

камеру. Это препятствует адгезионным процессам, облитерации и засорению механизма предохранения и поддерживает его в постоянной готовности к срабатыванию. На рисунках 1,6 и 1,в представлены индикаторная диаграмма и Ц - ре характеристика насоса. Ступенчатые участки Ь-С и е'-^ индикаторной диаграммы и участок Ь-С статической ре характеристики насоса соответствуют работе механизма ограничения давления в рекиме упругого демпфера. Испытания насоса подтвердили работоспособность конструкции и показали, что насос имеет характеристику с ограничением предельного давления, представленную на рис. 1,в в виде заштрихованной области. Установлено, что причиной неудовлетворительного вида зависимости является трение в механизме ограничения давления. В связи с этим, одной из задач работы явилось исследование путей совершенствования конструкции насоса. Признано также необходимым провести исследование работы насоса в составе гидросистемы, поскольку гидролинии оказывают влияние на давление в рабочей камере насоса и, соответственно, на совместную Ц — рс характеристику насоса и гидросистемы, где РсяРно~Рбо ' ' Рао ~ Давления на выходе из напорной линии и на входе во всасывающую линию. Отметим, что практический интерес представляет именно (Ц— рс характеристика.

Во второй главе работы проведен анализ путей совершенствования насоса, который позволил усовершенствовать насос к разработать две принципиально новых конструкции. Эти насосы представлены на рисунках 1,г, 1,н и 1,з.

Насос по рис. 1,г отличается от экспериментального насоса тем, что между поршнем и штоком имеется гарантированным радиальный зазор, поршень центрируется в цилиндре и его площадь значительно превышает площадь всасывающего клапана. Такое решение исключило трение мезду штоком и поршнем, уменьшило силу трения в поршневой паре и повысило чувствительность механизма предохранения к давлению в рабочей камере насоса. Работа насоса соответствует работе экспериментального образна, однако, ступенчатые участки на индикаторной диаграмме (рис. 1,д) п на статической (\- ре характеристике (рис. 1,е) смещены в область давления рз . Как показали испытания, насос имеет хорошую характерис-

тику, изображенную кружками на рис. 1,е.

Насосы, представленные на рисунках 1,и и 1,з, имеют принудительно открывающийся всасывающий клапан 4, установленный в поршне Б и принимаемый к нему прулсиной 6. Поршень имеет ограни-

читали перемещения относительно штока: 7 - в сторону рабочей камеры и 8 - в сторону всасывающей камеры. На штоке выполнен захват 9, ограничивающий перемещение всасывающего клапана в сторону рабочей камеры. Остальные обозначения соответствуют обозначениям на рис. 1,а. Размеры элементов выбраны таким образом, что свободный ход поршня ^ относительно штока больше максимального открытия всасывающего клапана . Недопустимое повышение давления приводит к разгерметизации всасывающего клапана и к перепуску жидкости во всасывающую линию. При этом трение в поршневой паре компенсируется реакцией со стороны штока и не оказывает влияния на работу механизма ограничения давления. Насосы по рисункам 1,ж и 1,з различаются тем, что ограничитель 7 насоса по рис. 1,з взаимодействуют с всасывающим клапаном, который дополнительно выполняет функцию односторонней кинематической связи между поршнем и штоком.

На индикаторной диаграмме (рис. 1,и) участок О—Ь соответствует закрытию всасывающего клапана. Обычно сила трения в поршневой паре больше усилия предварительной деформации пружины, поэтому поршень неподвижен до момента контакта со штоком, что соответствует участку С1-|э-С на индикаторной диаграмме. При этом С|—ре характеристика не имеет ступенчатого участка, и подача насоса определяется как С| = Значение предельного

давления насоса:

^(хю-^-и) _ - (4)

Если трение в поршневой паре мало, то индикаторная диаграмма имеет ступенчатый участок Ь-Ь'-С , а С} -ре характеристика - ступенчатый участок о'-Ь-С1. Давление р^ в этом случае определяется по уравнению (I), а р^ - по уравнению (2), в котором В начале всасывания поршень неподвижен и теоретическая индикаторная диаграмма в зависимости от соотношения силы трения и усилия пружины имеет ступенчатые участки или е-д-^'-Ц. Реальная же индикаторная диаграмма из-за перетечек через уплотнение поршня лр&ходит через точки

Испытания показали, что насос с принудительным открытием всасывающего клапана также имеет хорошую 9~Ре характеристику, экспериментальные точки которой представлены на рис. 1,к.

Далее для краткости будем называть насос по рис. 1,г насо-

Р,=

сом типа I, а насосы по рисункам 1,к и 1,з насосами типа II.

В третьей главе проведен анализ математических моделей элементов насосов и лиши" гидросистемы. Результаты анализа позволяют при математическом моделировании работы насосов в составе гидросистемы принять допущения:

- перемещение штока X синусоидальное;

- для клапанных устройств справедлива безмассовая математическая модель. Потери давления на самодействующих распределительных клапанах мозио принять постоянными. Коэффициенты расхода и эффективные площади клапанов постоянны, а гидродинамические силы действующие на клапаны в результате отклонения на них потока линейно зависят от высоты подъема клапана;

- яри работе всасывающего клапана насоса типа II переходные процессы кратяовременны и ими могло пренебречь, поэтому время начала нагнетания и всасывания определяется кинематикой всасывающего клапана;

- переходные процессы в запертой рабочей камере, происходящие при смене тактов рабочего цикла, михно не .учитывать;

- течение жидкости в гидролиниях турбулентно и описывается уравнением Бернулли, учитывающим инерционные потери давления. Гидролинии систем ¿жизнеобеспечения короткие, поэтому волновыми процессами в них мог:но пренебречь и учитывать сжимаемость рабочей среды как сосредоточенны:", параметр.

Принятые допущения достаточны для разработки математических моделей работы насосов з составе гидросистемы.

В четвертой главе разработаны математические модели работы насосов в составе гидросистемы в номинальном режиме работы и в режиме нулевой подачи. Латеглатичсское моделирование этих режимов позволяет определить границы р^. и р^ области изменения рс , в которой подача насосов уменьшается от номинального значения до нулевого. При работе насоса процессы в гидролиниях описываются уравнениями:

при нагнетании в рахаме нулевой подачи и при всасывании;

при нагнетании;

(5)

при нагнетании;

(7)

(8)

— при всасывании;

сИ

где , Он - расходы во всасывающей и в напорной линиях; -давление на нагнетании насоса; рд - эффективная площадь штока; Ьв> 1*н - приведенные длины всасывающей и напорной линий; К в . Кц - приведенные коэффициенты сопротивления всасывающей и напорной линий; > ~ я-71011!3®1 сечения всасывающей и напорной линий; > С)н - коэффициенты объемной упругости всасывающей и напорной-линий; К^т - коэффициент утечки из рабочей камеры. Система уравнений (5) - (8) приводится к системам дифференциальных уравнений первого порядка, решаемых численными методами. Давление в рабочей камере насоса определится по уравнению:

Г р6 — С^Хзо^з"^ при всасывании (насос типа I);

Рк~ ' Ра-Ккл^1^10^ Ч?и всасывании (насос типа II); (9)

Рн* яри «агнетании;

где Ккл - коэгТфишент потерь давления на щели всасывающего клапана; СО - частота, рабочих циклов. Для режима нулевой подачи:

-?тр][ ( ^ ~ ^ (насос типа I);

Рг р^К^ЧЛ)* (10'

+ (С1+СГ)(Х^-(насос типа II); где Сг - коэдаштиент гидродинамической силы; Х{, - перемещение

чувствительного элемента механизма ограничения давления относительно поршня. По уравнениям (I) - (10) разработаны программы, позволяющие рассчитать р^ > ^^Ь > Рн » ^и > рк дам наперед заданного числа рабочих циклов и, в зависимости от режима работы, значения р^ = (рс^т;„ или Р£=(рс)твх • Математические модели нелинейны и не позволяют рассчитать значения рт и ру без моделирования всего рабочего процесса или произвести предварительный выбор параметров при проектировании, поэтому для разработки приближенных моделей были сделаны дополнительные допущения. Пренебрежение сжимаемостью жидкости и запаздыванием закрытия распределительных клапанов позволило получить упрощенные зависимости для расчета Рт и Р» в виде алгебраических уравнений. При линеаризации потерь давления на трение в гидролиниях и предположении и Кат =0 получены линеаризованные модели в виде трансцендентных Функций, подлежащих исследованию на максиум. Расчеты по линеаризованным моделям проводятся численными методами, однако вычисление по ним менее трудоемко, чем моделирование работы насосов.

В пятой главе приведены результаты экспериментального исследования, пелыэ которого было изучение рабочих процессов разработанных насосов и подтверждение адекватности предложенных математических моделей реальны:;; процессам, рш реализации этих целей были решены задачи:

- определены Факторы и их уровни при проведении эксперимента. Разработан экспериментальный стенд;

- проведены вспомогательные эксперименты по определению значений Физических величин, необходимых при математическом моделировании;

- исследованы индикаторные диаграммы насосов и совместные характеристики насосов и гидросистемы.

Вспомогательные эксперименты включали проливку гддролиний стенда и определение коэффициентов утечки через уплотнения поршня, определение сил трения в поршневых парах насосов, определение значения (*к по реакции на гкдроудар ц значение (»а , Для которого получена зависимость:

(II)

где йвг. , и - экспериментальные коэФФиттиенты.

Ка рис. 2 представлены экспериментальные и расчетные пнди-

каторные диаграммы, полученные при работе насосов в гидросистеме без воздушных колпаков на всасывании и нагнетании. Зависимости имеют хорошую сходимость, причем наилучшие результаты получены при учете упругих свойств всасывающей линии с соответствии с (II). Установка воздушных колпаков на всасывании и на нагнетании приближает индикаторные диаграммы к статическим.

Рис. 2. Индикаторные диаграммы насосов при работе с гидролиния;,и без воздушник колпаков: , экспериментальные зависимости; расчеты при:—.— ---=

На рис. 3 представлены экспериментальные характе-

ристики, анализ которых подтвердил возможность практического использования точных и линеаризованных математических модолеу. При этом погрешность вычисления динамических отклонений др1=р„-р1 и в Рг\~Рз находится в пределах 10$ - 14$ в зависимости от типа насоса и от режима его работы, где для насоса типа I рст = , а для насоса типа II рьт=р5 . Упрощенные зависимости для расчета pJ и р^ приводит к значительным погрешностям (до 45$), поэтому их можно использовать только при оценочных расчетах и при предварительном выборе параметров.

При исследовании обнаружено, что в режиме нулевой подачи предельное давление в гидросистеме может быть выше давления в

В , © - несткий поясок нагнетательного клапана; О I О ~ упругий- поясок нагнетательного клапана, частота рабочих циклов: ■ ,0-1,0? Гн;"# ,0 - 2,97 Гц.

рабочей камере насоса, .если нагнетательный клапан имеет упругий уплотнительный поясок. Кал показали дополнительные исследования

II

причиной этого явления была осцилляция нагнетательного клапана, происходящая в пределах упругой деформации уплотнительного по-, яска в результате воздействия давления в рабочей камере насоса. Эта осцилляция приводит к возникновению колебательных процессов в напорной линии, приводящих к периодическому.кратковременному падению давления рц и подпитке напорной линии. Процесс продолжается до тех пор, пока статическая составляющая давления нагнетания не достигнет значения, исключающего отрыв клапана от седла. При этом закон движения клапана и давление ри описываются операторными уравнениями:

Хз- К«

Рн=(Рно)т<»х+Кр

(Рк-Рго)'

(12)

(13)

где К*, Кр , То,...Лг » - постоянные, определяемые ди-

намическими свойствам!'! гидролинии и конструктивны!® параметрами нагнетательного клапана. Значение (Рио}уц<к* определяется из условия (Хг)мйх 6 Хг* , где X* - деформация уплотнительного пояска при и рн=рно • На рис. 4 представлены экспери-

а)

б)

Рис,

4. Зависимости изменения рк и р6 при работе насоса типа II в режиме нулевой подачи: частота рабочих шклов: а) 2,5 Гц; б) 4,01 Гц; ' эксперимент; — — расчет.

ментальные и расчетные зависимости р^Ю и рн№) для насоса типа II. Расчеты проводились даю скачкообразного изменения давления в рабочей камере.

В шестой главе представлены рекомендации по выбору тина насоса и разработаны методики согласования параметров насосов с параметрами гидросистемы, обеспечивающие соответствие Ц— рс характеристики требованиям технического задания.

Первая методика позволяет выбрать параметры насоса при заданных характеристиках гидролиний системы, а вторая - решить обратную задачу. При решении этих задач проводится предварительный выбор неизвестных параметров в соответствии с упрощенными зависимостями с последующим уточнением их значений по линеаризованным моделям, а в случае необходимости - по программам, моделирующим работу насосов в составе гидросистемы. Методики предусматривают коррекцию динамических характеристик линий гидросистемы при помощи гидроаккумуляторов.

Конструктивные особенности разработанных насосов накладывают ограничения на области, где их целесообразно использовать. Насосы типа I следует применять, если необходимо обеспечить точную подачу при номинальном давлении до 0,5 Ша. Люфт в механизме предохранения насосов типа II сникает точность подачи и вызывает скачкообразное изменение скорости поршня, что приводит к дополнительному динамическому воздействию на гидросистему. Однако, эти насосы могут применяться для работы на давлениях до 5-10 Ша и при работе на жидкостях, склонных к кристаллизации.

вывода

1. Разработаны принципиально новые поршневые насосы с встроенными в вытеснительный узел механизмами ограничения давления, предназначенные для работы в гидросистемах с малыми расходами при низких рабочих давлениях, и рекомендованы области их предпочтительного использования.

2. Разработаны математические модели работы насосов в составе гидросистемы и на их основе программы, численно моделирующие процессы в гидросистеме при работе насосов в рениме нулевой подачи и в номинальном режиме и позволяющие рассчитать динамические отклонения характеристики "насос - механизм предохранения - гидросистема" от статической расходно-напорной характеристики насоса.

Б. Предложены упрощенные аналитические зависимости, позволяющие провести оценочные расчеты и предварительный выбор параметров насоса и гидросистемы.

4. Экспериментально установлено, что использование нагнетательных клапанов с упругими уплотнительными поясками приводит к колебательным процессам в напорной линии при работе насосов в режиме нулевой подачи, в результате которых происходит ее периодическая подпитка. Давление нагнетания при этом может значительно превышать давление в рабочей камере насоса. Результаты проведенного математического моделирования процессов в напорной линии имеет хорошую сходимость с экспериментальными данными. Поскольку теоретическое исследование проводилось для произвольного закона изменения давления в рабочей камере, это явление свойственно любым поршневым насосам с регуляторами подачи в рабочей камере или в приводе, если нагнетательный клапан выполнен нежестким.

5. Предложены методики согласования параметров насосов и гидросистемы, обеспечивающие соответствие совместной их характеристики требованиям технического задания.

6. Применение предложенных насосов обеспечивает защиту низконапорных гидросистем от недопустимого повышения давления и позволяет исключить из состава гидросистемы предохранительные клапаны, работающие при низких давлениях недостаточно надежно. Хроме того, это упрощает конструкцию гидросистемы, снижает ее массу, сникает трудоемкость регламентных работ по промывке и стерилизации гидросистемы, сокращает расход энергии при необходимости подогрева жидкости во время эксплуатации.

Результаты исследований опубликованы в следующих работах:

1. Еритвин Л. Н., Любин Я. Л., Рогунов :д, А. Поршневой насос с новым механизмом предохранения от перегрузки.: Зкс-пресс-инпюрмапкя.// Сер. £.1-4, Пасосостроение./ ЩИЖЬгашефтв-маш.- 1987.- J/3.- 5 с.

2. Еритвин Л. Н., Любин Я. Л., Рогунов 5/1. А. Дроссельный механизм предохранения поршневого насоса.: Экспресс-информация.// Сер. И-4, Пасосостроение./ т^НТИхимнебтемаш.- 1087,т.- 5 с.

Б. Еритвин Л. Н., Рогунов "Л. Л. Разработка математической модели поршневого насоса с встроенным в рабочую камеру механизмом регулирования подачи дроссельного типа./ ВШгГгкдромаш.- М.,

1984.- 23 е.- Леа. в ЩШГ/шцднефтемаше 04.01.84, Ш23.

'4. Гритвин Л. К., Рогунов М. А. Исследование влияния трубопроводов на внешнюю характеристику поршневого насоса с дроссельным механизмом предохранения от нагрузок.// Расчет и проектирование гидропневмосистем. Труда/МАД-1,-M., IS85.- С. 79-85.

5. Еритвин Л. Н., Рогунов 1.5. А., Цыллаков С. М. Разработка и исследование ыачонапорных поршневых насосов с встроенными в рабочую камеру механизма!.® ограничения предельного давления.// Пневматика и гидравлика.: Приводы и системы управления,- M.: Машиностроение, 1986,- Вып. 12,- С. 160-168.

6. Лио'ин Я. JE., Рогунов М. А. Насосы со встроенш-гми в рабочую камеру устройствами для запиты от перегрузки// Труды/ ЗЕЖгидромаш.- ГЛ., 1986.- 0. 88-94.

7. Рогунов М. А. Исследование рабочего процесса насоса со встроенными механизмами регулирования подачи дроссельного типа.// Системы гидропневмопркЕОДОВ. Труды/ ГАДЦ!. — M., IS8I.- С. 79-85.

8. Рогунов М. А. Структурная схема и электронная модель гидросистемы с поршневым насосом с встроенным в рабочую камеру механизмом предохранения дроссельного типа./ йЕИгидромап.- М., 1984.- 31 е.- Деп. в. ЩШГЛхимне^темаше 26.06.84, 1203.

9. Рогунов М. А. Работа поршневых насосов с предохранительными устройствам!.// Труды/ ШШгпдронаи.- П.- 1989,- С. I2I-I28..

10. Исследование динамики автоматизированных гкдромашин малой мощности с заданными функциональными свойствам! для самонастраивающихся систем. Разработка и исследование объемных насосов с различными функциональными механизмами задания наяор-но-расходнш. характеристик. T. I.: Отчет о ШГР (заключительный)/ Московский Ордена Трудового Красного Знамени аЕтомсбильно-до-ро::шнй институт (МАДК); Руководитель Л. îî. Еритвин,- 299;

ГР 78012647; Инв. ■!.'• E9I6649. - М., 1980,- 138 е.- Псполн. М. А. Рогунов п др. Сопсполн.: ВНШгпдромаы, il. Д. Осмарин, С. :.1. Цьгплаков и др.

11. Разработка и исследование секонастраивгедахся автоматизированных насосных агрегатов объемного типа ма».оЛ мощности для автоматизированных гидросистем. Разработка и исследование новых технических решени:" автоматизированных насосных агрегатов

с различными характеристиками действия: Отчет о ET (промежуточный) ./ Московский Ордена Трудового Красного Знамени автомо-

бильно-дорожный институт ( ГМда ); Руководитель Л. Н. Бритвин,-468/1;. & ГР 8I005S49; Инв. Я 02860072441.- M., 1984— 570 е.-Ислолн. В. В. Кравцов, В. Н. Дмитриев и.др. Соисполн. ВНИИгидро-маш, М. А. Рогунов, С. М. Цышгаков и др.

12. Разработка и исследование самонастраивающихся автоматизированных насосных агрегатов объемного типа малой мощности дая автоматизированных гидросистем. Разработка и исследование новых технических решений насосных агрегатов с системами защиты автоматизированных гидросистем: Отчет и НИР (заключительный)./ Московский Ордена Трудового Красного Знамени автомобильно-дорожный институт. (МАДЮ» Руководитель Л. Н. Бритвин.-468/1; У ГР 81005349; Инв. .»' 02870013222,- M., 1986.- 155 е.-Ислолн. В. Н. Драгунов. Соисполн. ВНИИгидромаш, И. Д. Ошмарин, М. А. Рогунов и др.

13. Разработка и исследование поршневого насоса с дроссельным механизмом предохранения, от. перегрузки: Отчет о НИР/ ВНШгидромаш; Руководитель М. А. Рогунов.- 88-219.- ПН-284,-M., 1986.-68 с.

14. Разработка и исследование объемных насосных агрегатов с рекуперацией потока мощности. Анализ и разработка технических решений электроприводных насосных агрегатов объемного типа со слодной характеристикой действия: Отчет о НИР (промежуточный)./ Московский Ордена Трудового Красного Знамени автомобильно-дорожный институт ( МАЛИ ); Руководитель Л. Н. Бритвин.- П00587;. Й.ГР 01870020739; Инв. К 0288036671.- M., 1987.- 231 с. Ислолн.-В. Н. Драгунов, И. Ф. Зенков и др. Соисполн. ВНШгидромаш, М. А. Рогунов.

15'. А. с. 1268808, СССР, МКИ F 04 В 49/02. Объемный насос с устройством, дая защиты от перегрузки./ Л. Н. Бритвин, К. Д. Ошмарин, Я.. Л. Любил, М. А. Рогунов ( СССР ).- 3916727/25-06; Заявлено 25.06.85. Опубл..07.11.86, Вол. В 41.// Открытия. ИзоСк ретения,- 1986,- & 41.- С. 137.

16. А. с. I451346,■ СССР, МКИ F 04 В 21/02. Объемный насос с устройством для защиты от перегрузки./ Л. Н. Брит-, вин, М. А. Рогунов ( СССР ).- Ш 4247365/25-29; Заявлено 19.05.87; Опубл. 15.01.89,.ВОЛ. № 47.// Открытия. Изобретения.- 1989.-Jê 2.- С. 125-126г

Подписано в печать 12.11.90 г. Усл. печ. л. 1,0. Тираж 100 экз.

Зак. № 2252. Изд. Л« 9200/38. Формат 60 X 90 '/|б-

ПМБ ЦИНТИхимнефтемаша.