автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Метод прогнозирования технического ресурса инерционной гидродифференциальной автоматической передачи мобильных машин

На правах рукописи

ГРЕБЕНЬКОВ ДМИТРИЙ ВАСИЛЬЕВИЧ

МЕТОД ПРОГНОЗИРОВАНИЯ ТЕХНИЧЕСКОГО РЕСУРСА ИНЕРЦИОННОЙ ГИДРОДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЙ АВТОМАТИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ МОБИЛЬНЫХ МАШИН

Специальность 05.05.03 - «Колёсные и гусеничные машины»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Москва-2005

Работа выполнена на кафедре автомобилей и тракторов Липецкого государственного технического университета

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Баженов С.П.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Гладов Г.И.

кандидат технических наук, профессор Селифонов В.В.

Ведущее предприятие: ОАО "Гидравлик"

г. Грязи

Защита состоится « иоядрй _2005 г. в 16^ часов на заседании

диссертационного совета Д212.140.01 в московском государственном техническом университете "МАМИ" (107023, г. Москва, ул. Б. Семеновская, 38, МГТУ "МАМИ", ауд. Б-304).

Просим Вас принять участие в заседании диссертационного совета или послать по указанному адресу отзывы в двух экземплярах, заверенные печатью.

С диссертацией можно ознакомится в библиотеке Московского государственного технического университета "МАМИ".

Автореферат разослан «££» ОШПЯ$рЯ 2005 года.

Учёный секретарь диссертационного совета Доктор технических наук, профессор.

С.В. Бахмутов

2ооЫ{

21{№9

-з-

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Применение бесступенчатой передачи в трансмиссии при автоматическом регулировании передаточных чисел является одним из средств дальнейшего повышения производительности, безопасности движения и улучшения основных эксплуатационных качеств транспортных машин.

Из числа известных, в настоящее время механических бесступенчатых передач, инерционно-импульсные передачи могут считаться перспективными для применения в силовых приводах транспортных машин в силу ряда присущих им преимуществ, таких как автоматичность и бесступенчатость регулирования скорости и крутящего момента на ведущих колёсах машины в широком диапазоне при высоком коэффициенте полезного действия, возможность защиты двигателя от перегрузок, простота и удобство управления. В связи с этим, наблюдается постоянный интерес к использованию инерционного трансформатора вращающего момента (ИТВМ) в автоматических приводах различных машин.

Однако передачи такого типа не получили широкого применения в промышленности вследствие выхода из строя выпрямителя инерционного момента по причине износа и разрушения тел заклинивания механизмов свободного хода (МСХ). С целью повышения надежности передачи разработаны оригинальные схемы гидродифференциального выпрямителя момента в конструкции которых, в качестве тела заклинивания, применена гидравлическая жидкость, а обе гидромашины закреплены стационарно благодаря использованию дифференциального ряда, что значительно упрощает конструкцию гидравлической арматуры.

Проектирование такой передачи требует уточненных расчетов, основанных на исследовательских и испытательных работах большой трудоёмкости. Сократить время и трудозатраты на проведение этих работ можно лишь за счет развития теоретических методов прогнозирования эксплуатационных свойств передачи, подтвержденных экспериментально.

Потенциальные возможности бесступенчатого автоматического инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента (ИГТВМ) и малый опыт его применения в конструкциях мобильных машин диктует актуальность и важность этой проблемы как с научной, так и практической точек зрения.

Диссертационная работа подготовлена по материалам исследований, проводимых в Липецком государственном техническом университете по плану Министерства образования и науки по научному направлению "Оптимизация использования инерционно-массовых сил в автоматических силовых системах механики".

Целью работы является повышение технического ресурса инерционной гидродифференциальной передачи мобилып

Для достижения указанной цели в работе были поставлены и решены следующие основные задачи:

- разработана обобщенная математическая модель инерционной бесступенчатой автоматической гидродифференциальной передачи с учетом утечек рабочей жидкости в гидро-МСХ;

- разработаны методы математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ с учетом утечек рабочей жидкости по мере износа гидро-МСХ;

- на базе разработанных алгоритмов и программ методами математического моделирования проведены теоретические исследования влияния степени износа гидро-МСХ на рабочий процесс ИГТВМ;

- разработана методика и проведены экспериментальные исследования влияния степени износа гидро-МСХ на рабочий процесс ИГТВМ;

- выполнено сравнение результатов имитационного математического моделирования и экспериментальных исследований;

- разработана методика прогнозирования технического ресурса ИГТВМ, пригодная для использования как на стадии проектирования, так и для оценки долговечности выполненных конструкций.

Объект исследования - инерционный бесступенчатый автоматический гидродифференциальный трансформатор вращающего момента.

Методы исследования:

- теоретический, включающий применение методов аналитической механики, теории приближенных функций, методов математического моделирования;

- экспериментальный, с использованием методов преобразования неэлектрических величин в электрические, включая метод тензометрирования.

Научная новизна работы. В диссертационной работе получены следующие результаты, имеющие научную новизну, которые выносятся на защиту:

- обобщенная математическая модель ИГТВМ, отличающаяся от известных учетом утечек рабочей жидкости по зазорам силовых гидро-МСХ;

- методы математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ, отличающиеся от известных учетом и моделированием утечек рабочей жидкости в гидро-МСХ по мере их износа;

- особенности динамических явлений механизмов переменной структуры с переменным моментом инерции и циклическим рабочим процессом при учете износа силовых элементов гидро-МСХ;

- методика прогнозирования технического ресурса инерционного бесступенчатого автоматического гидродифференциального трансформатора вращающего момента.

Практическая ценность. Разработан метод выбора и расчета рациональных параметров выпрямителя момента ИГТВМ с точки зрения обеспечения заданного срока службы. По предложенной математической модели возможно прогнозирование технического ресурса ИГТВМ, что позволит еще на стадии проектирования получить силовую передачу с требуемым сроком службы или произвести оценку долговечности существующей инерционной передачи.

-s-

Реализапия результатов исследования. Программа расчета и методика прогнозирования технического ресурса ИГТВМ переданы ОАО Липецкий опытно-экспериментальный завод "Гидромаш", ОАО "Липецкий трактор" и внедрены в учебный процесс при подготовке инженеров по специальности "Автомобиле - и тракторостроение" в ГОУ ВПО "Липецкий государственный технический университет".

Апробапия работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и нашли положительную оценку на:

- Всероссисйской научно-технической конференции "Механика и процессы управления моторно-трансмиссионных систем транспортных машин" (Курган, 2003г.);

- международной научно-технической конференции "trans & МО-TAUTO'04" (Пловдив, 2004г.);

- научно-практической конференции "Наука в Липецкой области: истоки и перспективы" (Липецк, 2004г.);

- общероссийской научной конференции "Новейшие технологические решения и оборудование" (Кисловодск, 2004г.);

- XXIV российской школе по проблемам науки и технологий (Миасс, 2004г.);

- расширенном заседании кафедры "Автомобили и тракторы" Липецкого государственного технического университета в 2005г.

Публикации. Все основные положения диссертации опубликованы в семи печатных работах.

Структура и объём диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, общих выводов и рекомендаций, списка литературы из 62 наименований и приложения. Общий объём работы сосдержит 167 страниц сквозной нумерации, включая 59 рисунков, 2 таблицы и 28 страниц приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении приведено обоснование актуальности работы, дана краткая характеристика состояния проблемы, сформулированы цель и задачи, научная новизна, а так же основные положения, которые выносятся на защиту.

В первой главе проведён анализ научных исследований в области создания автоматических бесступенчатых инерционных передач, отмечены тенденции конструкторских разработок в этом направлении. Рассмотрены требования, предъявляемые к автоматическим бесступенчатым трансмиссиям транспортных и тяговых машин.

Проводится обзор работ по тематике диссертационной работы. Отмечено, что в настоящее время получила значительное развитие теория автоматических импульсных бесступенчатых передач. Большой вклад в её развитие и создание внесли работы A.C. Антонова, М.Ф. Балжи, С.П. Баженова, A.A. Благонравова, Г.Г. Васина, С.Н. Кожевникова, Н.К. Куликова, А.И. Леонова, В.Ф. Мальцева, В.А. Умняшкина.

Проведённые исследования касаются вопросов кинематики и динамики различных инерционных передач, отдельных узлов и их механизмов. Однако до сих пор эти передачи не получили широкого применения в промышленности по причине низкой надёжности выпрямителя инерционного момента. Теоретически и экспериментально исследованы выпрямители момента различного принципа действия и конструктивного исполнения, в том числе роликовые, пластинчатые, микрохраповые, эксцентриково-клиновые с кинематической связью в виде кулисно-крестовой муфты и внутреннего зубчатого зацепления, кулачковые, пружинные, гидрообъёмные.

Однако введение гидравлических звеньев в конструкцию инерционного трансформатора в качестве элементов, передающих силовой поток, или служащих опорными звеньями при передаче последнего механическим путём переносит такую передачу в разряд гидромеханических. В связи с этим рассмотрено семейство объёмных гидромеханических передач с целью выявления наиболее рациональной конструкции автоматической бесступенчатой передачи. Проведён обзор работ А.Ф. Андреева, Т.М. Башты, В.А. Васильченко, Ю.А. Данилова, Ю.Л. Кирилловского, Ю.Г. Колпакова, В.А. Петрова, К.Д. Шабанова.

Наименее исследованным, является круг вопросов, касающихся теории расчёта и обоснования выбора конструктивных параметров гидрообъёмного выпрямителя момента. В данной конструкции в качестве МСХ используются две гидромашины, в гидравлический контур каждой из которых включён обратный клапан. Известен также инерционный гидродифференциальный трансформатор вращающего момента (ИГТВМ) (A.c. №1028924 РФ), в котором благодаря использованию дифференциального ряда становится возможным стационарное закрепление корпусов гидромашин, что значительно упрощает конструкцию гидравлической арматуры.

Приведено морфологическое описание объекта исследования, а также принципа действия и режимов работы инерционной передачи. Проведён сравнительный анализ объёмных гидравлических машин, с целью выявления наиболее подходящих для использования в качестве МСХ в гидродифференциальном выпрямителе момента.

Во второй главе проведен анализ показателей и характеристик шестеренных гидромашин с точки зрения применимости в ИГТВМ. Отмечено, что наибольшее влияние на механическую жесткость гидро-МСХ оказывает герметичность, определяющаяся наличием и величиной внутренних зазоров в гидромашине. Величина внутренних утечек Qym является важной характеристикой гидромашины с точки зрения применимости ее в ИГТВМ.

Формула для определения величины утечек рабочей жидкости Qym через зазоры в гидромашине имеет следующий вид:

Qym

12 idS

{\~eSp)

(2.1)

где Я - величина зазора; АР - перепад давления в качающем узле гидромашины; Ь - ширина шестерни или длина зазора, в направлении перпендикулярном к движению потока жидкости; ц - коэффициент динамической вязкости жидкости; I - длина зазора в направлении движения; е - основание натуральных логарифмов; 5- опытный коэффициент, учитывающий изменение вязкости от давления (практически 5= 1,2x10"4-г 1,9x10"4); 6 - средний диаметр кольцевого зазора при концентрическом расположении шестерни в колодце насоса; а и р~ коэффициенты теплового расширения материала шестерни и корпуса насоса; (Иш и йк - соответственно диаметр шестерни и внутренний диаметр колодца насоса; Е - модуль упругости материала корпуса насоса.

Для увеличения полного КПД инерционной передачи необходимо стремиться уменьшать затраты мощности на дросселирование рабочей жидкости через внутренние зазоры в гидромашине, применяемой в качестве МСХ.

Мощность, потерянная с утечками, определится:

ХГ — тгС-ут У"1 ~ у > (2.2)

где Мт - тормозной момент на валу гидромашины.

Из формулы (2.2) видно, что уменьшение мощности N}m может происходить только по пути снижения величины Qym. Снижение утечек жидкости О,™ может быть достигнуто путем выбора гидромашины с наибольшим объёмным КПД и с возможно большим при заданных габаритных размерах рабочим объемом с целью снижения рабочего давления в нагнетательной магистрали.

С целью оптимизации параметров гидросистемы выпрямителя момента проведено теоретическое исследование путей снижения непроизводительных затрат мощности на перекачивание рабочей жидкости в гидравлическом контуре при холостом прокручивании гидро-МСХ.

В результате проведённого теоретического исследования выявлено, что существующие методики не позволяют с достаточной точностно определить оптимальные параметры всех компонентов гидросистемы выпрямителя момента, поэтому для решения поставленной задачи необходимо составить динамическую и математическую модели и провести математическое моделирование рабочего процесса гидродифференциального выпрямителя момента на ЭВМ.

В третьей главе представлены динамическая и математическая модели рабочего процесса ИГТВМ и результаты математического моделирования.

Для решения задачи по выбору и обоснованию параметров гидродифференциального выпрямителя момента инерционной автоматической передачи в качестве расчётной динамической модели принята четырёхмассовая крутильная динамическая модель (рис.3.1) со следующими обобщёнными координатами:

Ф21 ~ угол поворота вала двигателя; фгз - угол поворота реактора; ф2 -угол поворота коронного колеса дифференциального ряда выпрямителя; (р1 -угол поворота выходного вала; - приведенный момент инерции вала двигателя; /23 - приведенный момент инерции реактора; У2 - приведенный момент инерции колеса дифференциального ряда вы-прямителя; 3\ - приведённый

момент инерции выходного вала; Мд - вращающий момент приводного двигателя; Мс - момент сопротивления, приложенный к выходному валу; М, - момент, передаваемый солнечной шестерней дифференциального ряда; М2 - момент, передаваемый коронной шестерней дифференциального ряда; Мл -момент на валу корпусного гидро-МСХ; М12 - момент на валу выходного гидро-МСХ; Qyti - утечка рабочей жидкости через внутренние зазоры в корпусном гидро-МСХ; Qyj-2 - утечка рабочей жидкости через внутренние зазоры в выходном гидро-МСХ.

Инерционная автоматическая передача является голономной системой и имеет три степени свободы. За обобщенные координаты приняты углы поворота ведущего звена, реактора и ведомого звена.

Математическая модель инерционной автоматической передачи, как голономной системы, получена путем составления системы дифференциальных уравнений в форме уравнений Лагранжа II рода.

Подстановкой выражений слагаемых, входящих в уравнения Лагранжа, получены дифференциальные уравнения движения ведущих и ведомых частей рассматриваемой гидромеханической передачи для каждого такта рабочего цикла. В обобщённом виде эти уравнения представлены для такта разгона реактора в следующей форме:

Рис. 3.1. Динамическая модель ИГТВМ

4021 - 4023 - 4(Фи - Фгъ? + Д.Р23 = Ма; Л021 ~ + АаФ1\ = ~I\MT\

JlVl =-hMT2-M2> Jxipx = -Mc +Ml+M2;

фх(\ + к)-ф2Ъ T2 ~ , >

к

(3.1)

Mt=-M,

к

где А, - переменные инерционные коэффициенты, определяемые типом и структурой импульсного механизма.

Уравнения (3.1), совместно с начальными условиями для такта разгона реактора, представляют собой математическую модель рабочего процесса механической части ИГТВМ.

Математическая модель гидравлической части выпрямителя момента определяет величину моментов сопротивления Мп и Мтг при холостом прокручивании гидро-МСХ и при закрытом обратном клапане, а также ускорение, скорость и перемещение обратного клапана.

Момент создаваемый на валу гидро-МСХ при закрытом обратном клапане определится следующим образом:

Мт = 1СЛ(р,

где I - передаточное число; Аср~ угол поворота вала; С - жесткость упруго деформируемого элемента (рабочая жидкость), которая определится:

где Е1 - объёмный модуль упругости рабочей жидкости; Уов - объём замкнутой полости, в которой происходит сжатие рабочей жидкости - фактический рабочий объём гидромашины, который определяется по следующему выражению:

_2яОф_2х(Оя-(2ут)

ФЛ~

РЪк\

6//1 ; РЬя_

~ • 6р£фк

<Р*

где ()ф - фактическая подача гидромашины; Qm - теоретическая подача гидромашины; £)ут - утечка рабочей жидкости через зазоры; Ут - теоретический рабочий объём гидромашины; Фк- угловая скорость ведущего колеса гидромашины.

Момент сопротивления холостому прокручиванию гидро-МСХ, без учёта механического КПД гидромашины определится:

АРГ

Мт = ~

2я

где ф - суммарный перепад давления на входе и выходе гидромашины; Суммарный перепад давления обусловлен сопротивлением движению жидкости в гидромагистралях и каналах гидромашины:

(

Ь.. + Г

\ У ' V фк '

№

ЪРг» =

\ГБ

4 >

а также в щели клапана и на выходе из него в магистраль:

у2Ф2к

(

Яе

Ле+ Яе

<1всГ 28

2УФК}

2 л!

тгЧ.

где Ям, К — коэффициент сопротивления магистралей и каналов; Ьн, 1в, Ьк

- длина нагнетательной, всасывающей магистралей и каналов гидромашины; с1м, (1К - диаметры магистралей и каналов; - коэффициент сопротивления на входе в магистраль; - коэффициент местных потерь (на входе в канал и выходе в полость; у- объёмный вес рабочей жидкости; - площадь сечений магистралей; /Лщ„ - предельное значение коэффициента расхода щели клапана; Яек

- постоянная коэффициента коррекции параметров режима работы гидроаппарата в зависимости от Де; - средний диаметр кольцевой щели; А - величина открытия клапана; Р - угол конусности клапана; - коэффициент сопротивления при внезапном сужении на выходе жидкости из полости клапана в магистраль; €¿2 - внутренний диаметр корпуса клапана.

Проведя необходимые преобразования, получим выражение для определения момента сопротивления холостому прокручиванию:

Мт =

2 л

В,ф

в,<р

>-в<ф

где коэффициенты:

В =£«ГУ2 ,144^юуУ\ в У2у

' 8*V.2 С^У ' 2 ^^^т/З)2'

В У . в

3 14*4*' 4 &1Ф Ь,уБ\2уф '

Здесь коэффициент В; учитывает перепад давления, вызываемый местными сопротивлениями (изгибы, сужения, утечки жидкости и т.п.), В2 определяет потери давления в щели клапана, В3 учитывает влияние вязкости масла, и В4 характеризует перепад давления, вызываемый сопротивлением всасывающих магистралей и величиной утечек рабочей жидкости.

Ускорение запорного элемента клапана может быть определено по следующему уравнению:

и =

в,ф +

Вьф

[в,Ф +\)и

-СцИ -Скка

В,-

8

У2Гя

Вб 2 ^тр)^

где В5 - коэффициент определяющий статическое воздействие жидкости на затвор; В6 — коэффициент определяющий динамическое воздействие жидкости на затвор; Ск - жесткость пружины клапана; И0 - величина предварительного сжатия пружины клапана; упк ~ масса затвора клапана.

Система уравнений, представляющая собой математическую модель рабочего процесса ИГТВМ имеет следующий вид: 4ф2, - А2ф2з - А,(ф2, - фпУ + 4,Фп = Ма; ¿¡Фп - ¿ъФп + АФгх = -¡\мт\ ■}1<Р2 = ~1гмп. ±М2' =-Мс±М1±М2; _ф^\+к)-фп к

А/,=1Л/2;

п 2л 1 (В,фп11+1)^

+ >0; 2я{ (В3<р212 +Щ )

(3.2)

МТ2 = 12С2А<р2, при ^=0;

ВбФп1,

±В$12±-

(В3ф2г11+Щ

В„Ф%

— -СД,

/»«II;

-СД-СЛг /Ч*> при К >Ъ

(В}ф212+ = 0, /уш/«2=0.

При переходе от такта к такту структура уравнений не изменяется за ис-ключенеием перемены знаков перед А/у, М?, В5, В6 ввиду изменения направления вращения соответствующих звеньев.

Математическое моделирование имеет своей целью решение следующих задач, рбусловленных содержанием теоретической части работы:

- исследовать влияние степени износа гидро-МСХ на рабочий процесс гидродифференциального выпрямителя момента на разных режимах работы;

- исследовать влияние степени износа гидро-МСХ на изменение выходного момента и общего КПД инерционной передачи.

По мере увеличения степени износа гидро-МСХ рабочий процесс передачи начинает нарушаться. Это происходит вследствие того, что увеличивается величина радиального зазора в шестеренном гидронасосе и, как следствие из этого, возрастают утечки рабочей жидкости (рис. 3.2), что приводит к падению объёмного КПД гидронасоса и соответственно общего КПД инерционной передачи.

Р, МПа; (Хтх 10"4 л/с

г ___(51,Т(и = о1)

С (?2ут № = 01)

_й_Р1пюх(П-0.1)

-а-Р2пмх(П = 0.1)

--о--<}1ут (К = 0.3)

__»__<32ут(И = 0.3)

__д__Р1пмх(Н-0.3)

__о__Р2тах(и = 03)

...о...<}1ут(П-05) ...♦...(¡2ут(Й = 0.5) . . -д. . .Р1пих(и-03) . - .а ■ -. Р2тах(Ц = 0.5)

___<)1ут(П-0 7)

.. -<}2ут(11«0.7) . - - Птах (И = 0.7) .. _Р2пмх(П = 07)

350 в, мкм

Рис. 3.2. Изменение максимального дваления и величины утечек рабочей жидкости от степени износа гидро-МСХ

ТЬ%

100 . .. ,

Рис. 3.3. Изменение общего КПД ИГТВМ с увеличением степени износа гидро-МСХ

На рисунке 3.3. представлена зависимость изменения КПД ИГТВМ от степени изношенности гидро-МСХ, которая была получена в результате моде лирования на ЭВМ. Анализ полученных результатов показывает, что в начале эксплуатации КПД передачи составляет порядка 93 % и по мере износа гидро-МСХ КПД неизменно понижается. Это происходит вследствие снижения передаваемой мощности на выходном валу передачи, т.к. её часть неизменно будет теряться с утечками рабочей жидкости через внутренние зазоры гидро-МСХ.

В четвертой главе дано описание конструкции испытательного стенда и контрольно-измерительной аппаратуры (рис. 4.1), а так же приведено сравнение теоретических и экспериментальных данных.

Рис. 4.1. Общий вид стенда ИГТВМ и контрольно-измерительной аппаратуры

В задачи экспериментального исследования входят:

- проверка адекватности математической модели рабочего процесса гидродифференциального выпрямителя момента и процесса, протекающего в реальном механизме;

- определение влияния основных параметров конструкции механизма на рабочий процесс гидро-МСХ и выпрямителя момента в целом;

- определение влияния степени изношенности гидро-МСХ на рабочий процесс и общий КПД ИГТВМ на разных режимах работы.

Разработанная контрольно-измерительная аппаратура позволяет контролировать давление и температуру масла в магистрали подпитки гидросистем МСХ, давление в напорных магистралях гидро-МСХ, а также регистрировать на осциллографе и ЭВМ величину вращающих моментов и угловых скоростей валов передачи.

Эксперименты показывают, что по мере увеличения степени износа шестерен гидромашин (увеличение радиального зазора 8), давление создаваемое гидро-МСХ уменьшается, тем самым, нарушая рабочий процесс ИГТВМ. Это объясняется тем, что возрастают внутренние утечки рабочей жидкости Qym (рис. 4.2.), понижая тем самым объёмный КПД гидромашин. Как следствие из этого, при "запирании" обратным клапаном, вал гидромашины полностью не затормаживается и продолжает вращаться с небольшой скоростью. Поэтому, при действии положительного импульса инерционного момента, выходной

гидро-МСХ не сможет полностью неподвижно удерживать эпицикл дифференциального ряда выпрямителя момента, а при действии отрицательного импульса, корпусной гидро-МСХ не удержит неподвижно вал-реактор ИГТВМ.

Таким образом, с увеличением утечек рабочей жидкости выходной момент инерционной автоматической передачи начинает снижаться.

ОутХЮ"6, л/с

Ют -- - - - -

О-<21 ут ЭКСП.

-□-<?2ут эксп.

--»--<?1ут тсор.

— -а— - (}2ут теор.

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9

Рис. 4.2. Величина утечки рабочей жидкости в корпусном и выходном гидро-МСХ (Б = 70 мкм)

На стоповом режиме величина утечки в 2 - 3 раза больше, чем на режиме прямой передачи, а, следовательно, мощность, расходуемая на дросселирование рабочей жидкости через внутренние зазоры в гидро-МСХ, будет заметно снижать общий КПД инерционной передачи на этом режиме работы (рис. 4.З.). По мере увеличения степени изношенности рабочих органов гидромапганы, мощ-

Г),%

95 90 85 80 75 70 65 60

■ о о -о

к—

-□-в = 70мш эют.

-Ф-8 = 1 Юмкм эксп.

д-в - ЗЗОнкн эксп.

__О— - ^ = 70мкм теор

— -г__8 = 110мш теор.

__¡А— -в=3301пап«ор.

0 0,1 0,2 03 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 I,

Рис. 4.3. Зависимость изменения КПД ИГТВМ от передаточного отношения с разной степенью изношенности гидро-МСХ

ность, теряемая с утечками, будет возрастать, снижая мощность на выходе передачи, а, следовательно, вместе с этим, будет снижаться общий КПД ИГТВМ.

Таким образом, на основании вышеизложенных результатов, можно утверждать, что утечки рабочей жидкости через внутренние зазоры в гидромашине являются важной характеристикой последних, с точки зрения их применимости в качестве МСХ в гидродифференциальном выпрямителе момента.

Из приведенных результатов следует, что значения параметров, полученных при теоретическом и экспериментальном исследованиях, отличаются не более чем на 8...17%.

В пятой главе разработана методика прогнозирования технического ресурса гидродифференциального выпрямителя момента, использующая марковский процесс апроксимации.

Работоспособность гидромашины прогнозируется величиной радиального зазора между вершинами зубьев шестерни и корпусом насоса. Величиной торцового зазора пренебрегаем, т.к. на современных шестеренных насосах применяют устройство для автоматического уплотнения шестерен по их торцам.

Вероятность пребывания радиального зазора гидромашины в момент времени I в ¡-м состоянии (уровне квантования) определяется уравнениями марковского процесса:

{/ = 0,1,2,3. . (5-1)

Начальные условия: 1о = 0; Р, (1) = Рр

Вероятность работоспособного состояния, т.е. вероятность того, что функция уф находится в заданных пределах, определяется зависимостью:

то=¿ад=IV*, (5.2)

1=0 о

С учетом доверительного интервала, прогнозируемая величина зазора определялась выражением:

$праг»ю = ^прогноз) ± 'о.ОбС" " 2)%огноз ' (53)

где $(1проама) = '£.у'Р1(?) - расчетное значение величины зазора на момент прогнозирования 1прогноз; ^(п - 2 ) - теоретическое значение t - критерия Стьюдента, определяемое при к = п - 2 и Р = 5%; сг*(0 = " ^ОпрогнюУ

средняя квадратичная ошибка на момент прогнозирования 1прогноз.

Среднее время безотказной работы определится следующим образом:

т, Ро ^Рр+Ъ) ¡(Ро+Ъ+Рг) о0 1>, и2

(5.4)

Следовательно, имея у0) и определив Р;, можно построить приближенное распределение плотности вероятности процесса у0), т.е. спрогнозировать изменение величины радиального зазора во времени.

Я, мкм; Р, %

Рис. 5.1.1- зависимость величины зазора в от времени работы;

2 - вероятность Р исправной работы от времени.

На рисунке 5.1. приведены экспериментальные значения изменения величины радиального зазора шестеренного насоса от его времени работы (на рисунке показаны кружками). На этом же рисунке дана теоретическая кривая, полученная расчетным путем с помощью ЭВМ. Из сравнения результатов видно, что теоретическая зависимость описывает экспериментальные данные во всей области значений и может быть использована для прогнозных расчетов.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ

1. Наиболее подходящими, для использования в качестве МСХ, являются шестеренные гидромашины с конструктивно улучшенными узлами радиальной и торцевой герметизации. Объёмный КПД таких машин достигает значения 0,98, а механический - 0,94. В свою очередь, шестеренные гидромашины характеризует их конструктивная простота, малый вес и наименьшие габаритные размеры, при всех прочих равных условиях в сравнении с другими типами гидромашин.

2. Износ рабочих поверхностей шестеренного насоса приводит к росту внутренней утечки <2ут рабочей жидкости, вследствие чего может нарушиться протекание рабочего процесса и произойти снижение КПД ИГТВМ.

3. Основные характеристики рабочей жидкости - вязкость, модуль упругости, а также максимальное рабочее давление должны выбираться исходя из конкретных условий эксплуатации. Однако, вязкость жидкости в любом случае не должна быть менее 80 мм^с, во избежание падения объемного КПД шестеренной гидромашины. Повышение вязкости ведет к увеличению момента сопротивления прокручиванию гидро-МСХ на холостом ходу.

4. Разработана обобщенная математическая модель, описывающая рабочий процесс инерционной бесступенчатой автоматической гидродифференци-

альной передачи. Математическая модель передачи представляет собой систему нелинейных дифференциальных уравнений второго порядка с переменными коэффициентами, имеющих различный вид в каждом такте рабочего цикла ИГТВМ. Она позволяет графически представить характер движения звеньев передачи, изменение величины вращающих моментов, а также динамику корпусного и выходного гидро-МСХ, в зависимости от изменения величины радиального зазора шестеренной гидромашины.

5. В результате математического моделирования рабочего процесса инерционной передачи на ЭВМ исследовано влияние степени изношенности гидро-МСХ на основные характеристики ИГТВМ и величину общего КПД на разных режимах работы.

6. В результате экспериментальных исследований была установлена фактическая работоспособность ИГТВМ с разной степенью изношенности гидро-МСХ. По мере степени износа шестерен гидромашины общий КПД инерционной передачи падает и при достижении величины радиального зазора до значения 300...400 мкм составляет 60 - 53%. Поэтому, гидро-МСХ целесообразно заменять на новые, когда значение радиального зазора составит 110-150 мкм, а КПД передачи будет не менее 75%.

7. Разработанная методика прогнозирования, использующая марковский процесс с кусочно-линейной апроксимацией, позволяет достаточно точно определить изменение радиального зазора шестеренного насоса во времени и определить работоспособность гидродифференциального выпрямителя момента в тот или иной момент времени.

Анализ результатов прогнозирования технического ресурса гидродифференциального выпрямителя момента свидетельствует о том, что при величине радиального зазора в пределах 110 - 150 мкм, технический ресурс транспортного средства со средней скоростью 14 м/с составит 200 - 300 тыс. км. пробега.

8. С целью повышения износостойкости шестерен гидромашин и, как следствие из этого, увеличения ресурса гидродифференциального выпрямителя момента, необходимо применять новые методы упрочняющей обработки рабочих поверхностей. В частности, применение лазерной закалки позволяет повысить микротвёрдость в зоне обработки с 650 - 800 до 850 - 1100 HV, при этом глубина упрочненной зоны достигает 200 мкм.

9. Расхождение теоретических и экспериментальных данных находится в пределах 8... 17%. Это даёт основание считать, что разработанная математическая модель достаточно полно описывает рабочий процесс инерционной передачи такого типа с учётом основных определяющих факторов.

Основное содержание диссертации изложено в следующих работах:

1. Баженов С.П. Объёмные утечки в гидравлических механизмах свободного хода / С.П. Баженов, Д.В. Гребеньков И Успехи современного естествознания. - 2003. - №4. - С. 74 - 75.

2. Баженов С.П. Экспериментальное исследование характеристик гидродифференциального выпрямителя момента инерционной бесступенчатой авто-

матической передачи / С.П. Баженов, Б.А. Новожилов, Д.В. Гребеньков // Тезисы докладов Всероссийской научно-технической конференции "Механика и процессы управления моторно-трансмиссионных систем транспортных машин". -Курган, 2003. -С. 189-191.

3. Баженов С.П. Обоснование параметров гидросистемы выпрямителя момента инерционной бесступенчатой автоматической передачи / С.П. Баженов, Д.В. Гребеньков // Современные наукоёмкие технологии. - 2004. - №1. -С. 46 - 47.

4. Баженов С.П. Влияние объёмных утечек на работу гидравлического механизма свободного хода / С.П. Баженов, Д.В. Гребеньков // В сб. трудов ЛГТУ "Сборник научных трудов". - Липецк: ЛГТУ, 2003. - С. 6 - 8.

5. Баженов С.П. Методика прогнозирования технического ресурса гидродифференциального выпрямителя момента инерционной бесступенчатой автоматической передачи / С.П. Баженов, Д.В. Гребеньков // Краткие сообщения XXIV Российской школы по проблемам науки и технологий, посвященной 80 летию со дня рождения академика В.П. Макеева. - Миасс, 2004. - С. 242 - 244.

6. Баженов С.П. Информационно-измерительный комплекс для исследования характеристик инерционного трансформатора вращающего момента / С.П. Баженов, Д.В. Гребеньков // Сб. докл. и тез. областной научно-практической конференции "Наука в Липецкой области: истоки и перспективы". - Липецк, 2004. С. 12-13.

7. Bagenov S. The analysis of parameters and characteristics of volumetric hydromachines from the point of view of applicability in the inertial hydrodifferential transformer of the rotating moment / S. Bagenov, D. Grebenkov // International conference "TRANS & MOTAUTO'04", Plovdiv, 2004. - P. 88 - 92.

Подписано в печать 11.10.2005 Формат 60x84 1/16. Бумага офсетная. Ризография. Печл. 1,0. Тираж 100 экз. Заказ №'000

Липецкий государственный технический университет

398600 Липецк, ул. Московская, 30. Типография ЛГТУ 398600 Липецк, ул. Московская, 30.

»20 5 1

РНБ Русский фонд

2006-4 22867

Введение.

Глава 1. Состояние вопроса и задачи исследования.

1.1. Тенденции конструкторских разработок.

1.2. Морфологическое описание объекта исследования.

1.3. Сравнительный анализ объёмных гидравлических машин.

Выводы.

Глава 2. Теоретические исследования рабочего процесса ИТВМ с гндродифференциальным выпрямителем момента.

2.1. Анализ показателей и характеристик объемных гидромашин с точки зрения их применимости в качестве МСХ.

2.2. Теоретическое обоснование параметров гидросистемы выпрямителя момента.

2.3. Выбор и обоснование типа рабочей жидкости.

Выводы.

Глава 3. Математическое моделирование рабочего процесса ИГТВМ.

3.1. Математическая модель рабочего процесса ИГТВМ.

3.2. Описание рабочего процесса ИГТВМ математической моделью.

3.3. Результаты математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ с разной степенью износа гидро-МСХ.

Выводы.

Глава 4. Экспериментальное исследование рабочего процесса ИГТВМ.

4.1. Конструкция испытательного стенда и информационно-измерительная аппаратура.

4.2. Методика экспериментальных исследований.

4.3. Результаты экспериментальных исследований.

Выводы.

Глава 5. Обеспечение ресурса гидродифференциалыюго выпрямителя момента.

5.1. Комплексное обеспечение ресурса выпрямителя момента на стадиях проектирования и изготовления.

5.2. Методика прогнозирования ресурса гидродифференциалыюго выпрямителя момента.

Выводы.

Множество выпускаемых в настоящее время типов машин, различающихся между собой по назначению, например, дорожные, транспортные и др., является следствием большого разнообразия видов деятельности и потребности человека.

В автотракторостроении обычно применяется двигатель внутреннего сгорания (ДВС). Действительно, несмотря на его недостатки, до настоящего времени никакие другие двигатели не могут составить ему конкуренцию. Причиной этого является большая удельная мощность ДВС по сравнению с другими типами двигателей.

Характеристики ДВС далеки от оптимальных, а его мощностные и топ-ливно-экономические показатели существенно зависят от режима работы. В процессе движения нагрузка на двигатель зависит от скорости и ускорения транспортного средства, количества пассажиров и массы перевозимого груза, качества дорожного покрытия и других факторов. Для каких-либо заранее известных условий движения можно подобрать оптимальное передаточное число трансмиссии, при котором двигатель будет работать на желательном режиме. Однако, в процессе эксплуатации мобильных машин, условия движения все ^ время меняются, и требуется непрерывное изменение скоростного и силового факторов.

С этой целью в трансмиссии автомобиля или трактора необходимо иметь устройство, способное изменять её передаточное число, и таким образом, в случае необходимости преодоления повышенных сопротивлений движению повышать вращающий момент на ведущих колесах. Эту функцию и выполняет коробка передач.

Существует два принципиальных способа изменять передаточные числа трансмиссии при движении автомобиля — последовательный выбор дискретных А» значений передаточных чисел или бесступенчатое изменение передаточного числа трансмиссии в диапазоне от максимального до минимального.

Применение бесступенчатых передач п трансмиссии при автоматическом регулировании передаточных чисел является одним из средств дальнейшего повышения производительности и улучшения основных эксплуатационных качеств транспортных машин.

Накопленный опыт эксплуатации автоматических трансмиссий (главным образом гидромеханических) позволил сформулировать законодательные и эксплуатационные требования к автоматическим коробкам передач.

К эксплуатационным требованиям следует отнести экономическую эффективность применения, бесшумность в работе, возможность прямого замыкания для повышения коэффициента полезного действия трансмиссии, компактность, запуск двигателя буксировкой и т.д.

При оценке эффективности автоматических передач необходимо выявлять и социальные результаты. В этом плане автоматическая коробка передач обеспечивает значительное упрощение управления автомобилем, что ведет к уменьшению утомляемости водителя и повышает безопасность движения.

Автоматическая трансмиссия, обеспечивающая оптимальный режим работы двигателя, - важный фактор в вопросе экономного расхода топлива. Необходимо отметить, что применение автоматических бесступенчатых передач улучшает стабильность рабочих процессов двигателя и содействует снижению вредных примесей в выхлопных газах, снижению динамических нагрузок и повышает долговечность транспортного средства.

Из числа известных в настоящее время механических бесступенчатых передач инерционно-импульсные передачи могут считаться перспективными для применения в силовых приводах самоходных машин в силу ряда присущих им преимуществ таких, как автоматичность и бесступенчатость регулирования скорости и крутящего момента на ведущих колёсах машины в широком диапазоне при высоком коэффициенте полезного действия, возможность защиты двигателя от перегрузок, простота и удобство управления. В связи с этим, наблюдается постоянный интерес к использованию инерционного трансформатора вращающего момента (ИТВМ) в автоматических приводах различных машин. Потенциальные возможности таких передач, заложенные изначально фн-Y) зической сущностью происходящих процессов в ИТВМ, и малый опыт их применения в конструкциях колесных машин диктует актуальность и важность этой проблемы в перспективе как с научной, так и практической точки зрения.

Большой вклад в развитие теории и создание инерционно-импульсных передач внесли работы А.С. Антонова, М.Ф. Балжи, С.П. Баженова, А.А. Бла-гонравова, Г.Г. Васина, С.Н. Кожевникова, Н.К. Куликова, А.И. Леонова, В.Ф. Мальцева, В.А. Умняшкина.

Проведённые исследования касаются вопросов кинематики и динамики различных инерционных передач, отдельных узлов и их механизмов. Однако до сих пор эти передачи не получили широкого применения в промышленности по причине низкой надёжности выпрямителя инерционного момента, состоящего из двух механизмов свободного хода (МСХ). МСХ работают с большой частотой включения при больших динамических нагрузках, что предъявляет повышенные требования к их конструктивным и технологическим параметрам. Теоретически и экспериментально исследованы выпрямители момента различного принципа действия и конструктивного исполнения, в том числе роликовые, пластинчатые, микрохраповые, эксцентриково-клиновые с кинематической связью в виде кулисно-крестовой муфты и внутреннего зубчатого зацепления, ку-^ лайковые, пружинные.

Однако передачи такого типа не получили широкого применения в промышленности вследствие выхода из строя выпрямителя инерционного момента по причине износа и разрушения тел заклинивания механизмов свободного хода. С целью повышения надежности передачи разработаны оригинальные схемы гидродифференциального выпрямителя момента (пат. РФ №1028924, 2106554 и др.) в конструкции которых, в качестве тела заклинивания, применена гидравлическая жидкость, а обе гидромашины закреплены стационарно благодаря использованию дифференциального ряда, что значительно упрощает конструкцию гидравлической арматуры. ^ Таким образом, введение гидравлических звеньев в конструкцию инерционного трансформатора в качестве элементов, передающих силовой поток, или служащих опорными звеньями при передаче последнего механическим путем переносит такую передачу в разряд гидромеханических. В связи с этим рассмотрено семейство объёмных гидромеханических передач с целью выявления наиболее рациональной конструкции автоматической бесступенчатой передачи. Проведён обзор работ Л.Ф. Андреева, Т.М. Башты, В.Л. Васильченко, Б.А. Гав-риленко, Ю.А. Данилова, ЮЛ. Кирилловского, Ю.Г. Колпакова, В.А. Петрова, К.Д. Шабанова.

В специальной и технической литературе приведены математические зависимости, позволяющие определить основные параметры гидромашины, рассчитать статическую характеристику клапанов, определить сопротивление гидросистемы, но получение заданных динамических свойств представляет определённые трудности. Эти свойства определяются моментом инерции вращающихся масс, связанных с ведущим валом гидромашины, зазорами между шестернями и стенками корпуса гидромашины, массой клапана, жёсткостью его пружины, законом увеличения открытия щели, рабочим давлением, присущими гидроаппарату силами демпфирования.

В различных гидросистемах, обладающих различными объёмами, длинами труб и характеристиками гидродвигателей, характеристики переходных процессов одного и того же гидроаппарата различны. Поэтому оценка применимости гидроаппарата для определённой гидросистемы или получение динамических характеристик вновь разрабатываемого гидроаппарата возможна только в результате исследования его поведения в условиях, близких к эксплуатационным либо экспериментальным путём, либо путём моделирования переходных процессов на ЭВМ.

Возможность применения инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента в трансмиссии мобильной машины всецело зависит от обеспечения механизмом требуемого технического ресурса.

Цслыо работы является повышение технического ресурса инерционной гидродифференциальной передачи мобильных машин.

Для достижения указанной цели в работе были поставлены и решены следующие основные задачи:

- разработана обобщенная математическая модель инерционной бесступенчатой автоматической гидродифференциальной передачи с учетом утечек рабочей жидкости в гидро-МСХ;

- разработаны методы математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ с учетом утечек рабочей жидкости по мере износа гидро-МСХ;

- на базе разработанных алгоритмов и программ методами математического моделирования проведены теоретические исследования влияния степени износа гидро-МСХ на рабочий процесс ИГТВМ;

- разработана методика и проведены экспериментальные исследования влияния степени износа гидро-МСХ на рабочий процесс ИГТВМ;

- выполнено сравнение результатов имитационного математического моделирования и экспериментальных исследований;

- разработана методика прогнозирования технического ресурса ИГТВМ, пригодная для использования как на стадии проектирования, так и для оценки долговечности выполненных конструкций.

Научная новизна работы. В диссертационной работе получены следующие результаты, имеющие научную новизну, которые выносятся на защиту:

- обобщенная математическая модель ИГТВМ, отличающаяся от известных учетом утечек рабочей жидкости по зазорам силовых гидро-МСХ;

- методы математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ, отличающиеся от известных учетом и моделированием утечек рабочей жидкости в гидро-МСХ по мере их износа;

- особенности динамических явлений механизмов переменной структуры с переменным моментом инерции и циклическим рабочим процессом с учетом износа силовых элементов гидро-МСХ;

- методика прогнозирования технического ресурса инерционного бесступенчатого автоматического гидродифференциального трансформатора вращающего момента.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Наиболее подходящими, для использования в качестве МСХ, являются шестеренные гидромашины с конструктивно улучшенными узлами радиальной и торцевой герметизации. Объёмный КПД таких машин достигает значения 0,98, а механический — 0,94. В свою очередь, шестеренные гидромашины характеризует их конструктивная простота, малый вес и наименьшие габаритные размеры, при всех прочих равных условиях в сравнении с другими типами гидромашин.

2. Износ рабочих поверхностей шестеренного насоса приводит к росту внутренней утечки Qym рабочей жидкости, вследствие чего может нарушиться протекание рабочего процесса и произойти снижение КПД ИГТВМ.

3. Основные характеристики рабочей жидкости — вязкость, модуль упругости, а также максимальное рабочее давление должны выбираться исходя из конкретных условий эксплуатации. Однако, вязкость жидкости в любом случае не должна быть менее 80 мм /с, во избежание падения объемного КПД шестеренной гидромашины. Повышение вязкости ведет к увеличению момента сопротивления прокручиванию гидро-МСХ на холостом ходу.

4. Разработана обобщенная математическая модель, описывающая рабочий процесс инерционной бесступенчатой автоматической гидроднфференци-альной передачи, которая представляет собой систему нелинейных дифференциальных уравнений второго порядка с переменными коэффициентами, имеющих различный вид в каждом такте рабочего цикла ИГТВМ. Она позволяет графически представить характер движения звеньев передачи, изменение величины вращающих моментов, а также динамику корпусного и выходного гидро-МСХ, в зависимости от изменения величины радиального зазора шестеренной гидромашины.

5. В результате математического моделирования рабочего процесса инерционной передачи на ЭВМ исследовано влияние степени изношенности гидро-МСХ на основные характеристики ИГТВМ и величину общего КПД на разных режимах работы.

6. В результате экспериментальных исследований была установлена фактическая работоспособность ИГТВМ с разной степенью изношенности гидро-МСХ. По мере степени износа шестерен гидромашины общий КПД инерционной передачи падает и при достижении величины радиального зазора до значения 300.400 мкм составляет 60 - 53%. Замена гидро-МСХ целесообразна при значении радиального зазора 150—180 мкм, при КПД передачи не менее 75%.

7. Разработанная методика прогнозирования, использующая марковский процесс с кусочно-линейной апроксимацией, позволяет с достаточной степенью точности определить изменение радиального зазора шестеренного насоса во времени и определить работоспособность гидродифференциалыюго выпрямителя момента в тот или иной момент времени.

8. Анализ результатов прогнозирования технического ресурса гидродифференциалыюго выпрямителя момента свидетельствует о том, что при величине радиального зазора в пределах 110 — 150 мкм, технический ресурс транспортного средства со средней скоростью 14 м/с составит 200 — 300 тыс. км. пробега.

9. С целью повышения износостойкости шестерен гидромашин и, как следствие из этого, увеличения ресурса гидродифференциального выпрямителя момента, необходимо применять новые методы упрочняющей обработки рабочих поверхностей. В частности, применение лазерной закалки позволяет повысить микротвёрдость в зоне обработки с 650 - 800 до 850 - 1100 HV, при этом глубина упрочненной зоны достигает 200 мкм.

10. Расхождение теоретических и экспериментальных данных находится в пределах 8. 17%. Это даёт основание считать, что разработанная математическая модель достаточно полно описывает рабочий процесс инерционной передачи такого типа с учётом основных определяющих факторов.

1. Андреев А.Ф. Гидропневмоавтоматика и гидропривод мобильных машин / А.Ф. Андрев, JI.B. Барташевич, Н.В. Богдан Мн.: Высшая, школа, 1987. - 310с.

2. Антонов А.С. Силовые передачи колёсных и гусеничных машин. Теория и расчёт / А.С. Антонов — Л.: Машиностроение, 1975. — 480 с.

3. Антонюк Е.Я. Инерционно-импульсные вариаторы как системы переменной структуры / Е.Я. Антонюк // Инерционно-импульсные системы: Межвузовский тематический сборник научных трудов. — Челябинск: ЧПИ, 1983. -С. 61 -66.

4. Артёмов И.И. Моделирование изнашивания и прогнозирование ресурса трибосистем: Монография / И.И. Артёмов, В.Я. Савицкий, С.А. Сорокин — Пенза: Информационно-издательский центр ПГУ, 2004. 374 с.

5. Баженов С.П. Теория и расчёт инерционных автоматических приводов с двигателем внутреннего сгорания: Дис. докт. техн. наук.-Липецк, 1988. -367 с.

6. Баженов С.П. Экспериментальные исследования автоматической инерционной передачи автомобилей типа «Урал»/ С.П. Баженов, В.Е. Андреев // Автомобили, тракторы и двигатели. — Челябинск: ЧПИ, 1972. — №119. — С. 60 — 65.

7. Баженов С.П. Влияние объёмных утечек на работу гидравлического механизма свободного хода / С.П. Баженов, Д.В. Гребеньков // В сб. трудов ЛГТУ "Сборник научных трудов". Липецк: ЛГТУ, 2003. - С. 6 - 8.

8. Балжи М.Ф. Зависимость параметров инерционного импульсатора от его схемы / М.Ф. Балжи, Г.А. Болотов // Автомобили, тракторы и двигатели. — Челябинск: ЧПИ, 1968.- №62.- С. 15-21.

9. Башта Т.М. Объёмные насосы и гидравлические двигатели гидросистем: Учебник для вузов / Т.М. Башта М.: Машиностроение, 1977. — 606 с.

10. Бидерман В.А. Теория механических колебаний / В.А. Бидерман М.: Машиностроение, 1980. — 408 с.

11. Благонравов А.А. Механические бесступенчатые передачи нефрикционного типа / А.А. Благонравов — М.: Машиностроение, 1977. — 144 с.

12. Болдырев Р.Н. Использование инерционного трансформатора вращающего момента в тяговых механизмах / Р.Н. Болдырев // Автомобили, тракторы и двигатели. Челябинск: ЧПИ, 1977. — №195. - С. 111-116.

13. Большаков В.А. Справочник по гидравлике / В.А. Большаков — Киев: Высш. школа, 1977.-280 с.

14. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин. Справочник/В.А. Васильченко — М.: Машиностроение, 1983.— 301 с.

15. Вульфсон И.И. Динамические расчеты цикловых механизмов / И.И. Вульфсон JL: Машиностроение, 1976. - 328 с.

16. Гавриленко, Б.А. Гидравлические тормоза / Б.А. Гавриленко, В.А. Минин, JI.С. Оловников М.: Машгиз, 1961. —244 с.

17. Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства // Тр. I Всесоюз. науч. конф. Челябинск: ЧПИ, 1974. - 232 с.

18. Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства // Тр. II Всесоюз. науч. конф. Челябинск: ЧПИ, 1974.- 232 с.

19. Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства // Тр. III Всесоюз. науч. конф. Челябинск: ЧПИ, 1974.- 232 с.

20. Кобаяси А. Экспериментальная механика: В 2-х книгах: Книга 1. Пер. с англ./ А. Кобаяси М.: Мир, 1990. - 616 с.

21. Коробейников Л.Т. Испытания сельско-хозяйственных тракторов/ А.Т. Коробейников, B.C. Лихачев, В.Ф. Шолохов М.: Машиностроение, 1985.-240 с.

22. Красневский Л.Г. Управление гидромеханическими многоступенчатыми передачами мобильных машин / Л.Г. Красневский Мн.: Наука и техника, 1990.- 256 с.

23. Красненьков В.И. Проектирование планетарных механизмов транспортных машин / В.И. Красненьков, А.Д. Вашец — М.: Машиностроение, 1986. -271 с.

24. Кропп А.Е. Приводы машин с импульсными вариаторами / А.Е. Кропп -М.: Машиностроение, 1988.- 144 с.

25. Кропп А.Е. Исследование одной схемы гидравлического механизма свободного хода / А.Е. Кропп, Ю.В. Янчевский // Бесступенчато-регулируемые передачи. Ярославль: ЯПИ, 1978. - Выпуск № 3. — С. 76 - 79.

26. Крупицкий С.М. Инерционная передача для трактора класса 15 тонн / С.М. Крупицкий, Б.Н. Крылов, Г.А. Болотов // Автомобили, тракторы и двигатели.- Челябинск: ЧПИ, 1972.- №103.- С. 55-60.

27. Леонов А.И. Инерционные автоматические трансформаторы вращающего момента /А.И. Леонов- М.: Машиностроение, 1978. 223 с.

28. Леонов А.И. Механические бесступенчатые передачи непрерывного действия / А.И. Леонов, А.Ф. Дубровский — М.: Машиностроение, 1984. — 192 с.

29. Ловкие З.В. Гидроприводы сельскохозяйственных машин / З.В. Лов-кис-Мн.: Урожай, 1986.-215 с.

30. Лукинский B.C. Прогнозирование надежности автомобилей / B.C. Лу-кинский, Е.И. Зайцев —Л.: Политехника, 1991. —224 с.

31. Мальцев В.Ф. Импульсные вариаторы / В.Ф. Мальцев М.: Машгиз., 1963.-280 с.

32. Мальцев В.Ф. Механические импульсные передачи / В.Ф. Мальцев — М.: Машиностроение, 1978.- 366 с.

33. Мальцев В.Ф. Роликовые механизмы свободного хода / В.Ф. Мальцев -М.: Машиностроение, 1968,-415 с.

34. Метлюк Н.Ф. Динамика пневматических и гидравлических приводов автомобилей/ Н.Ф. Метлюк, В.П. Автушко М.: Машиностроение, 1980 — 231с.

35. Новожилов Б.А. Обоснование и выбор параметров гидродифференциального выпрямителя момента инерционной автоматической передачи мобильных машин: Дис. канд. техн. наук. Москва, 2000. — 168 с.

36. Одинец С.С. Методы и средства измерения механической мощности / С.С. Одинец, Л.Л. Кувалакова, Г.П. Лышко — М.: Машиностроение, 1991. — 256с.

37. Пат. 1028924 РФ, МКИ Г 16 Н 47/04. Инерционный гидродифференциальный трансформатор вращающего момента ( С.П. Баженов, С.Ф. Петров. -№2879997/28; Заявл. 06.02.80.; Опубл.15.07.83.; Бюл. №26. 5с.

38. Пермяков В.А. К вопросу о физическом моделировании динамических процессов в трансмиссии трактора / В.А. Пермяков // Машиноведение и прикладная математика. Челябинск: ЧПИ, 1971. — №99. — С. 41 — 46.

39. Петров В.А. Гидрообъёмные трансмиссии самоходных машин / В.А. Петров-М.: Машиностроение, 1988.-248 с.

40. Пожбелко В.И. Единая теория инерционно-импульсных силовых систем переменной структуры / В.И. Пожбелко // Инерционно-импульсные системы: Межвузовский тематический сборник научных трудов. — Челябинск: ЧПИ, 1983.-С.10- 16.

41. Райков И.Я. Испытания двигателей внутреннего сгорания / И.Я. Райков М.: Высшая школа, 1975. - 320 с.

42. Скребцов Л.И. К вопросу неравномерности вращения ведущих звеньев системы ДВС ИТВМ / Л.И. Скребцов // Машиноведение. - Челябинск: ЧПИ, 1974. - № 142. - С. 104 - 107.

43. Сырицын Т.Л. Надежность гидро- и пневмопривода / Т.Л. Сырицын — М.: Машиностроение, 1981. — 216 с.

44. Сырицын Т.Л. Эксплуатация и надежность гидро- и пневмоприводов/ Т.Л. Сырицын М.: Машиностроение, 1990. — 248 с.

45. Тихонов Л.Н. Математические модели и оптимизация вычислительных алгоритмов: Сб. науч. тр./ Л.Н. Тихонов, А.Л. Самарский — М.: Изд-во Моск. ун-та, 1993. 256 с.

46. Умняшкин В.А. Инерционные трансформаторы вращающего момента транспортных средств / Л.В. Умняшкин, Н.М. Филькин, И.С. Набиев — Набережные челны: Изд-во КГПИ, 2004. 153 с.

47. Федяков Е.М. Измерение переменных давлений / Е.М. Федяков, В.К. Колтаков, Е.Е. Богдатьев — М.: Изд-во стандартов, 1982. 216 с.

48. Фролов К.В. Проблемы надежности и ресурса в машиностроении / К.В. Фролов, А.П. Гусенков-М.: Машиностроние, 1988.-248 с.

49. Цитович И.С. Лнализ и синтез планетарных коробок передач автомобилей и тракторов / И.С. Цитович, В.Б. Лльгин, В.В. Грицкевич Мн.: Наука и техника, 1987.— 223 с.

50. Шабанов К.Д. Замкнутые дифференциальные передачи / К.Д. Шабанов — М.: Машиностроение, 1972. 282 с.

51. Яблонский А.Л. Курс теоретической механики. Ч.П. Динамика / Л.А. Яблонский М.: Высшая школа, 1977. - 430 с.