автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Обоснование и выбор параметров гидродифференциального выпрямителя момента инерционной автоматической бесступенчатой передачи мобильных машин

На правах рукописи

НОВОЖИЛОВ БОРИС АНАТОЛЬЕВИЧ

ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ГИДРОДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО ВЫПРЯМИТЕЛЯ МОМЕНТА ИНЕРЦИОННОЙ АВТОМАТИЧЕСКОЙ БЕССТУПЕНЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ МОБИЛЬНЫХ МАШИН

СПЕЦИАЛЬНОСТЬ 05.05.03 - «Колёсные и гусеничные машины»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Москва-2000

Работа выполнена на кафедре автомобилей и тракторов Липецкого государственного технического университета

Научный руководитель: заслуженный работник высшей школы РФ,

доктор технических наук, профессор Баженов С.П.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

заседании диссертационного совета К063.49.01 в Московском государственном техническом университете "МАМИ" (105839, г. Москва, ул. Б. Се-, мёновская, 38, МГТУ "МАМИ").

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

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

Автореферат разослан ^2000 года.

Учёный секретарь диссертационного совета: Порядков В.И.

Гладов Г.И.,

кандидат технических наук, доцент Крумбольдт В.Н.

Ведущее предприятие: ОАО «Гидравлик»

г. Грязи

Защита состоится « 7 »_<

Ш^Оус^ ооо

года в /'у часов на

Л

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Важнейшей задачей в области машиностроения является создание новых, высокопроизводительных машин, дальнейшее повышение качества и надежности создаваемых конструкций. В автотракторостроении актуальной задачей является разработка и внедрение автоматического бесступенчатого привода от двигателя к ведущим колесам. С ростом автотракторного парка и интенсивности скоростей движения простота и удобство управления, улучшение тягово-скоростных и топливно-экономических характеристик приобретает первостепенное значение.

Одним из путей совершенствования конструкций транспортных и тяговых машин является применение в их трансмиссиях автоматических бесступенчатых передач. Бесступенчатый привод поззоляет повысить производительность машин за счет более полного использования мощности двигателя, улучшить эксплуатационные качества, повысить безопасность движения. Из числа известных в настоящее время механических бесступенчатых передач, инерционно-импульсные передачи являются 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 колесах машины в. широком диапазоне при высоком коэффициенте полезного действия, возможность защиты двигателя от перегрузок, простота и удобство управления.

Однако передачи такого типа не получили широкого применения в промышленности вследствие выхода из строя выпрямителя инерционного момента по причине износа и разрушения тел заклинивания или элементов зацепления механизмов свободного хода (МСХ). С целью повышения надежности передачи разработана конструкция гидродифференциального выпрямителя момента по пат. РФ №1028924 , в конструкции которого в качестве тела заклинивания применена гидравлическая жидкость, а обе гидромашины закреплены стационарно благодаря использованию дифференциального ряда, что значительно упрощает конструкцию гидравличе-. ской арматуры.

Проектирование такой передачи требует уточнённых расчетов, осно-. ванных на исследовании ее тягово-динамических качеств с учетом всех определяющих факторов и конструктивных параметров передачи. Большое значение имеет вопрос выбора той или иной схемы дифференциального

ряда и элементов гидравлической части выпрямителя момента, обеспечивающих оптимальное протекание рабочего процесса инерционной передачи.

Научная проблема. Теоретическое определение и экспериментальное подтверждение закономерностей взаимосвязи конструктивных параметров инерционной передачи с параметрами рабочего процесса гидродифференциального выпрямителя момента.

Цель работы. Целью настоящей работы является установление фактической работоспособности инерционной передачи с гидродифференциальным выпрямителем момента, исследование влияния параметров обратного клапана на протекание переходных процессов в гидросистеме выпрямителя момента, а также изучение влияния конструктивных параметров. выпрямителя на силовые и динамические характеристики инерционной передачи.

Основные задачи:

1. Создание теоретической базы, позволяющей на этапе проектирования инерционной автоматической гидропередачи обоснованно выбирать конструктивные параметры элементов гидродифференциального выпрямителя момента.

2. Создание программного обеспечения на ЭВМ, позволяющего производить расчет механических и динамических характеристик, и производить корректировку выбранных параметров.

3. Создание стендового образца инерционной гидродифференциальной автоматической передачи и экспериментальная проверка адекватности математической модели.

Общая методика исследования. При определении общей методики . исследования были использованы работы отечественных и зарубежных авторов, посвященные исследованию собственно бесступенчатых инерционно-импульсных и гидромеханических передач, механизмов свободного хода, а также работы по исследованию объёмных гидромашин и направляющих гидроаппаратов. Теоретическое исследование инерционной гидродифференциальной передачи выполнено на ЭВМ. Математическая модель передачи представляет собой систему нелинейных дифференциальных уравнений второго порядка с переменными коэффициентами. Адекватность математической модели и достоверность основных теоретических исследований проверены экспериментально на опытном образце инерционной передачи в стендовых условиях.

Научная новизна. В работе впервые установлена фактическая работоспособность инерционной передачи с гидродифференциальным выпрямителем момента по пат. РФ №1028924, исследованы рабочий процесс, кинематические и силовые характеристики гидродифференциального выпрямителя момента на различных режимах работы. Разработана программа математического моделирования рабочего процесса инерционной передачи, которая позволяет обоснованно выбирать параметры выпрямителя момента для получения заданных характеристик передачи.

Практическая ценность. Работа поддержана конкурсным центром грантов при Московском государственном индустриальном университете по фундаментальным исследованиям в области транспортных наук (грант №96-10-4.4-28). Разработанная методика расчета инерционного гидродифференциального трансформатора момента позволяет уже на стадии проектирования провести комплексный анализ рабочего процесса передачи и обоснованно выбрать ее конструктивные параметры.

Реализация результатов работы. Математическая модель, методика и программа расчёта и оптимизации использованы в научно-исследовательской работе и ОКР при разработке бесступенчатой автома- . тической трансмиссии легкового автомобиля ГАЗ - 3110 в ОАО «Гидравлик». Результаты работы используются в учебном процессе на кафедре ; «Автомобили и тракторы» Липецкого государственного технического уни- ' верситета.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы •■ докладывались и нашли положительную оценку на:

- международной научно-технической конференции «Бесступенчатые передачи, приводы машин и промысловое оборудование» (Калининград, 1997г.);

- международной научно-технической конференции «Балттехмаш-98» (Калининград, 1998г.);

- научно-практической конференции «Изобретательство и инновационное творчество в решении проблем развития Липецкой области» (Липецк, 1996г.);

- научной конференции «Молодёжь и наука на рубеже XXI века» (Липецк, 1997г.);

- международной научно-практической конференции «Прогресс транспортных средств и систем» (Волгоград, 1999г.);

- научно-технической конференции «Современные проблемы функционирования и развития транспорта» (Липецк,1999г.).

Публикации. По теме диссертационной работы опубликованы 7 работ, в том числе тезисы докладов на первой международной научно-технической конференции по бесступенчатым передачам, приводным механизмам и промысловому оборудованию.

Объём и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав, выводов и приложения. Список использованной литературы содержит 82 наименования. Общий объём 168с., 57 рис.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, сформулирована цель работы, дана краткая аннотация всех глав диссертации.

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 инерционно-импульсных передач внесли работы

A.С.Антонова, М.Ф.Балжи, С.П.Баженова, А.А.Благонравова, Г.Г.Васина, С.Н.Кожевникова, Н.К.Куликова, А.И.Леонова, В.Ф.Мальцева,

B. А.У мняшкина.

Проведённые исследования касаются вопросов кинематики и дина- . мики 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 гидро-■ машин, что значительно упрощает конструкцию гидравлической арматуры.

Приведено морфологическое описание объекта исследования, а также принципа действия и режимов работы инерционной передачи; Прове- . дён сравнительный анализ инерционных преобразователей момента с помощью обобщённой схемы, описывающей большинство известных им- ;. пульсных механизмов.

Во второй главе проведён анализ показателей и характеристик объемных 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 в качающем узле является важной характеристикой гидромашины с точки зрения применимости ее в ИГТВМ. Это объясняется тем, что при «запирании» обратным клапаном, вал гидромашины не затормаживается, а продолжает вращаться с небольшой скоростью. Ввиду того, что вращающий момент на валу гидромашины может достигать значительной величины (на стоповом режиме на порядок превышает максимальный момент двигателя), то даже при небольшой частоте вращения, мощность, расходуемая на дросселирование рабочей жидкости через внутренние зазоры .в гидромашине, может заметно снижать общий КПД импульсной передачи.

Эксперименты показывают, что непосредственные утечки жидкости через зазоры гидравлических машин изменяются при всех прочих равных

условиях практически прямо пропорционально перепаду давления. При этом вводятся следующие допущения:

- условные утечки отсутствуют (полное заполнение рабочих камер жидкостью в зоне всасывания);

- жесткость конструкции насоса такова, что при изменении давления величина зазоров не изменяются.

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. Так как характер движения жидкости в магистралях носит сложный характер, то с целью упрощения расчетов приняты следующие допущения:

- взаимное влияние местных сопротивлений отсутствует;

- в трубопроводе по всей его длине поток ламинарный и только на участках местных сопротивлений изменяется на турбулентный;

- насос подпитки компенсирует сопротивление обратного клапана и создает во всасывающей магистрали давление, равное атмосферному.

Основная составляющая сопротивления прямому току жидкости в гидравлическом контуре МСХ определяется конфигурацией проточной части обратного клапана. Это обусловливает дополнительные требования к конструкции клапана помимо того, что он должен обладать высокой частотой срабатывания (порядка 50 Гц) характерной для МСХ импульсных механизмов. Сходные требования предъявляются и к обратным клапанам, работающим в качестве запорных элементов в клапанной системе распределения жидкости в возвратно-поступательных поршневых гидравлических насосах. Ввиду этого рассмотрены особенности работы и конструкции клапанных систем распределения жидкости с целью выявления наиболее . рациональной и технологичной конструкции обратного клапана.

В результате изучения литературных источников выявлены зависимости, позволяющие определить величину открытия клапана в любой момент времени, сопротивление проточной части клапана прямому току ра. бочей жидкости при любой возможной величине расхода и угловой скорости вала гидромашины, вычислить величину момента сопротивления прокручиванию гидро-МСХ на холостом ходу.

На этом этапе введены следующие допущения:

- пренебрежимая малость сил трения потока о стенки проточной части;

-9- равномерность распределения скорости в проходном сечении седла и дросселирующей щели клапана;

- постоянное направление потока под углом конусности рабочей фаски седла в щели клапана;

- постоянство давления в заклапанной полости;

- отсутствие кавитации.

В результате проведённого теоретического исследования выявлено, что существующие методики не позволяют с достаточной точностью 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 моде-, ли рабочего процесса ИГТВМ и результаты математического моделирования. С целью упрощения математической модели инерционной гидродифференциальной передачи приняты следующие допущения:

- звенья механизма абсолютно жёсткие, учитывается только упругость рабочей жидкости;

- потери на механическое трение отсутствуют, учитывается только -гидравлическое трение;

- силы веса не учитываются;

- инерционными силами относительного движения сателлитов пла- . нетарного ряда выпрямителя момента пренебрегаем, так же, как и зазорами

в зацеплении зубчатых колёс.

Для решения задачи по выбору и обоснованию параметров гидродифференциального выпрямителя момента инерционной автоматической передачи в качестве расчётной динамической модели принята четырёхмас-совая крутильная динамическая модель (см. рис.1.) со следующими обобщёнными координатами:

^21 " Угол повоРота вала двигателя;

^23 " Угол повоРота реактора;

(р2 ' У1"0-11 поворота коронного колеса дифференциального ряда вы' прямителя;

(р^ - угол поворота выходного вала.

Где , У23 , и ^ - соответствующие приведённые моменты инерции;

Рис.1

Мд - вращающий момент приводного двигателя;

М(2 - момент сопротивления, приложенный к выходному валу;

М\ ~ момент, передаваемый солнечной шестерней дифференциального ряда;

" момент, передаваемый коронной шестерней дифференциального ряда;

" момент на валу корпусного гидро-МСХ;

Мт2 'момент на валУ выходного гидро-МСХ.

Уравнения движения частей механизма получены путём составления системы дифференциальных уравнений Лагранжа II рода:

¿_ Ж

дТ

д(р.

дТ дП ~

-+-= О, т

д(р. д(р. Ф {

(1)

где

Т,П-

кинетическая и потенциальная энергия системы соответст-.

венно;

О а - обобщённые силы;

V I

(р . - обобщённые координаты.

Подстановкой выражений слагаемых, входящих в уравнения Лагранжа, могут быть 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 (первый такт рабочего цикла передачи), в следующей форме:

А Фгх ~А2 Ф2з-М [Фгх-Р22У +А4 Ф22з = ма;

а2 Ф21 - а5 Ф2Ъ + л4 Ф221,=-/1 мп-мх-,

а6 фг = -/2 мп ~ м2'

■а1Фх=-мс + мх+м1 (2)

фх(\+к)-ф2, ^ ~~ А

гДе А} - переменные инерционные коэффициенты, определяемые типом и структурой импульсного механизма;

мп = 1\ с\ , мт2 = 12 с2 а(р2 ' при закРытом обратном клапане.

Уравнения ( 2 ) совместно с начальными условиями представляют, собой математическую модель рабочего процесса механической части-ИГТВМ.

Математическая модель гидравлической части выпрямителя момента' определяет величину моментов сопротивления М-р\ и М^2 при холо-. стом прокручивании гидро-МСХ, а также ускорение, скорость и перемещение обратного клапана. Момент сопротивления холостому прокручиванию гидро-МСХ, без учёта механического КПД гидромашины определится:

АРУ

где Ар - суммарный перепад давления на входе и выходе гидромашины;

У - рабочий объём гидромашины.

Суммарный перепад давления обусловлен сопротивлением движению жидкости в гидромагистралях и каналах гидромашины:

Ар

М

^н ьв

<м

й

м

<

вх

г 2 тгУф

? м

Д р

гм

Я

2 Ь

к

к

а

к

вх

7 I2

2Я /к ]

(где ф - скорость вращения вала гидромашины), а также в щели клапана и на выходе из него в магистраль:

Г2ф2г

£всГ

8/Т4 м]дТ ё

Яе

{¿ср й эт/?)2

4 Уф

Яе +Ыек

где Л м - коэффициент сопротивления магистралей и кана-

лов;

Ьн - длина нагнетательной, всасывающей магистралей и

каналов гидромашины;

^М '<3к ' Диаметры магистралей и каналов;

£ , - коэффициент сопротивления на входе в магистраль; 7 вх

Г - коэффициент местных потерь (на входе в канал и выходе в

. ДЛ

полость;

, ^ - объёмцый вес рабочей жидкости; / ^ - площадь сечений магистралей и каналов; /Лцц - предельное значение коэффициента расхода щели клапана;

- постоянная коэффициента коррекции параметров режима работы гидроаппарата в зависимости от Ле;

- средний диаметр кольцевой щели; ¡1 - величина открытия клапана;

(3 - угол конусности клапана 0<Р > 90° >

С - коэффициент сопротивления при внезапном сужении на выходе жидкости из полости клапана в магистраль;

- внутренний диаметр корпуса клапана. Проведя необходимые преобразования получим выражение для определения момента сопротивления холостому прокручиванию:

Г = 2яг

М;

где коэффициенты:

в2Ф

{въФ+\)}12

+ вл<р

Вх-

В2 = В,-в4

Г V2 4л2 Свх Г V2 32 V2 £пг у

и1

'ВС-

и

«Л

8 4

IV2 у

ц2щТ{с1СРътр)2

4 V

3 ^к^ку'

{бл^Ууу^н + Ьв) 32л

к

г/2

М

8 Г

К

Здесь коэффициент В\ учитывает перепад давления, вызываемый местными сопротивлениями (изгибы, сужения и т.п.), ¿?2 определяет потери давления в щели клапана, В3 учитывает влияние вязкости масла, и В^ характеризует перепад давления, вызываемый сопротивлением протяжённых участков магистралей.

Ускорение запорного элемента клапана может быть определено из уравнения баланса сил: ;,

А

{в2Ф+\)}12

-СкЪ-С«К

кп о

/

35 =

В6 =

8 У2$всУпс12

СР

8й\

V2/ 1С

где коэффициент определяет статическое воздействие жидкости на затвор, а В^ - динамическое воздействие; С % - жесткость пружины клапана;

/;0 - величина предварительного сжатия пружины клапана; - масса затвора клапана.

Система уравнений, представляющая собой математическую модель рабочего процесса инерционной гидродифференциальной передачи, имеет следующий вид:

А1 Фп - А2 Ф2Ъ - А3 (ф21 -Ф23)2 + А4 Ф\ъ =Ма ; . А2 Ф21 - А5 ф23 + А4 Ф\х = ~1\ Мп ± М\; А6 Ф2 = -12 Мп ± М2; А1ФХ=- Мс ±Мх±М2'

2

т = 2тг

„ -2 В2(р В\ ф +;

[вгф +0а2

.«рм н >0;

Мт =С ыр,прин=0<

к

±В5Ф ±,

ВбФ

Стек - Си Не,

Сб3 Ф +\)к2

при И >0; и /г =0>ир«/г =0;

Фх(\+к)~Ф,

У? г-

23

1

(з;

При переходе от такта к такту структура уравнений не изменяется з исключенеием перемены знаков перед М\<М2<В^иВ^ ввиду измен« ния направления вращения соответствующих звеньев:

Разница углов д ф определяется выражением: Д ф = ф^-ф , гр первоначальное значение ф принимается равным ф^=ф в момент з; крытия обратного клапана и корректируется при закрытом клапане выр; жениями:

л -^п-.

'¿+1

<Р

ЯОА/

Х-Чоб\Р*

I У

Р V

г ном

где Фном >Рном " Угловая скоРость вращения и давление, при которых был определён объёмный КПД гидромашины МСХ - 77 •

'об

Д / - шаг итерационного процесса;

р., Мц ' мгновенные величины давления в напорной магистрали и тормозного момента на валу гидро-МСХ.

Таким образом определяется влияние объёмного КПД гидромашины и учитываются объёмные утечки рабочей жидкости, при этом реактивный момент Мт ■> воспринимаемый гидро-МСХ, определяется по величине деформации тела заклинивания, т.е. рабочей жидкости в качающем узле гидромашины.

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

- исследовать влияние основных конструктивных параметров выпрямителя момента на его характеристики;

- исследовать влияние конструктивных параметров обратного клапана гидро-МСХ на протекание переходных процессов в гидросистеме выпрямителя момента;

- определение баланса мощностей и КПД инерционной передачи во всём диапазоне передаточных отношений.

При проведении моделирования установлен характер влияния на ра- . бочий процесс передачи следующих конструктивных параметров: а) жесткости пружины клапана и величины её предварительного сжатия; б) массы ; обратного клапана; в) момента инерции реактора; г) момента инерции ко- . ронного колеса и д) объёмного КПД гидромашин МСХ. Также проведено исследование влияния времени запаздывания при закрытии обратного клапана и режима работы передачи на величину максимального давления в. гидросистемах МСХ.

Результаты моделирования подтверждают первоначальное предположение о нарушении синхронности работы гидромашины МСХ и обратного клапана при частоте срабатывания порядка 50 Гц, характерной для инерционно-импульсных передач. Из рис.2(а) видно, что небольшое запаздывание при закрытии клапана, в пределах 10% от общего времени передачи опорным звеном дифференциального ряда реактивного момента на корпус практически не влияет на величину максимального давления в гидросистеме, однако при . дальнейшем увеличении этого интервала до 25...35%, давление в гидросистеме повышается на 50...63%.

а)

• Р1тах

■ Р2тах|

Р, МПа

90

80 70 60 50 40 30

-------- ? : / • 1

Х- О-* X Л- -< А-/ У

--(-1-1 -

10

20

30

40

Т, %

Рис.2, а) изменение максимального давления в гидросистеме в зависимости от запаздывания при закрытии клапана на режимах: 1 = 0.1 -- ; 1,= 0.3 ------; б) зависимость времени запаздывания при закрытии клапана от его массы.

На рис.2(б) и рис.3 приведены полученные при исследовании зависимости изменения времени запаздывания при закрытии обратного клапана от его массы, жесткости пружины и величины её предварительного сжатия. Исследование проводилось путём изменения рассматриваемого параметра при сохранении постоянными двух других. За постоянные были приняты следующие значения параметров: масса клапана - 80 г; жесткость. пружины - 35 кН/м; величина предварительного сжатия - 20 мм.

Важнейшим фактором, определяющим габаритные размеры гидромашин МСХ и всего выпрямителя в целом, является величина максимального давления при рабочем ходе корпусного (Р1тах ) и выходного (Р2тах ) гидро-МСХ. С использованием разработанной программы было проведено исследование зависимости максимального давления от следующих величин: а) передаточного отношения -]( и б) объёмного КПД гидромашин МСХ.

а)

35 -;-;-;--

30 V----; 4-----1......

25 -V ;......;-.....;......

20 \ ......:-.....:......

10 -+.....1

5--------...Л^Х:......

о -;-1——

0 10000 20000 30000 40000

с

Рис.3. Зависимости времени запаздывания при закрытии клапана: а) от жесткости пружины; б) от величины предварительного сжатия пружины.

Во всём диапазоне изменения коэффициента трансформации момента, выходная гидромашина создаёт большее максимальное давление, чем корпусная (рис.4,а) вследствие того, что положительный импульс инерционного момента обладает большей энергией, нежели отрицательный. На режиме трансформации момента (/ = 0.1...0.6) давление в гидросистемах МСХ уменьшается с уменьшением момента на выходном валу. В переходном режиме (1( ~ 0.6...0.8) корпусная гидромашина непрерывно вращается вхолостую, так как энергии отрицательного импульса недостаточно для полного торможения реактора. Ввиду этого обстоятельства давление Р\тах на этом Режиме равно нулю и реактивный момент эпизодически воспринимается только выходным гидро-МСХ, вследствие чего давление . Р2тах несколько увеличивается.

Как уже отмечалось, объёмный КПД гидромашины оказывает непосредственное влияние на процесс функционирования гидро-МСХ. Результаты математического моделирования подтверждают это предположение -при увеличении объёмного КПД значительно возрастает величина макси-

б)

„Н/м

Т, % ю

■И=0.1

•К=0.3

О 4 8 12 16 20 24

ММ

мального давления в гидросистемах МСХ (рис.4,б). Это объясняется сни-, жением демпфирующей способности гидро-МСХ вследствие уменьшения утечек рабочей жидкости в качающем узле гидромашины.

Рис.4. Изменение максимального давления в гидросистемах МСХ: а) в зависимости от режима работы передачи; б) в зависимости от величины объёмного КПД гидромашин МСХ при 1= 0.3.

При проведении исследования определён мощностной баланс гидродифференциального выпрямителя момента (см. рис.5) во всём диапазоне изменения передаточного отношения инерционной передачи. .При его определении учитывались потери мощности, связанные с холостым перекачиванием рабочей жидкости в гидросистеме при открытом обратном клапане и теряемые с утечками в качающем узле гидромашины МСХ.

Кривая №вых являет собой изменение полного КПД гидравлической части гидродифференциального выпрямителя момента в зависимости от режима работы передачи. Максимальную выходную мощность выпрямитель реализует в диапазоне 1,= 0.4...0.6. Снижение КПД инерционной передачи в диапазоне 1(= 0.1...0.4 обусловлено увеличением мощности, теряе-

мой с утечками, а в диапазоне 1,= 0.6...0.8 - увеличением мощности, расходуемой на холостое прокручивание гидро-МСХ.

N. %

ч

Рис.5. Изменение баланса мощностей инерционной передачи в зависимости от изменения коэффициента трансформации.

В четвёртой главе поставлены задачи экспериментального исследования, дано описание конструкции испытательного стенда, контрольно-измерительной аппаратуры, приведены методика и результаты эксперимента. Решались следующие основные задачи, обусловленные содержани-. ем теоретической части работы:

1. Создание опытного образца автоматической бесступенчатой инерционной передачи с гидродифференциальным выпрямителем момента.

2. Проверка адекватности математической модели рабочего процесса гидродифференциального выпрямителя момента и процесса, протекающего в реальном механизме.

3. Определение влияния основных параметров конструкции механизма на рабочий процесс гидро-МСХ и выпрямителя момента в целом.

Разработанная информационно - регистрирующая аппаратура позволяет контролировать давление и температуру масла в магистрали подпитки гидросистем МСХ, вращающий момент на выходном валу, а также регист- . рировать на осциллограмме величину угловых скоростей валов передачи и давления в напорных магистралях гидро-МСХ.

По результатам экспериментальных исследований определены зависимости изменения угловых скоростей звеньев ИГТВМ, величина и харак-

тер изменения давления в гидросистеме выпрямителя момента (рис.6), а также время запаздывания при закрытии обратного клапана (рис. 7), определённое как интервал между моментом остановки вала гидромашины и . моментом возрастания давления в гидросистеме.

Т, % 3,8 3,4 3

расч

0,02 0,04 0,06 0,08 0,1

А >

/ ✓ г /■ У1

ау пз

тО

//

У/ (

4

1

0,02 0,04 0,06 0,08 0,1

Рис.6. Величина максимального давления:--эксп.;----расч.

Рис.7. Величина запаздывания при закрытии обратного клапана.

Полученные экспериментально значения параметров рабочего процесса реального механизма совпадают с теоретическими, определёнными при расчёте на персональном компьютере по методике главы 3 для одинаковых условий работы. Из приведённых результатов следует, что значения параметров, полученных при теоретическом и экспериментальном исследованиях, отличаются не более чем на 7...19%. Несовпадение может быть объяснено рядом причин, основными из которых являются некоторые допущения, принятые при теоретическом исследовании, погрешности измерений при проведении экспериментальных исследований. Тем не менее, величина полученного расхождения является допустимой, и можно считать совпадение результатов теоретического и экспериментального исследований удовлетворительным.

Достаточное совпадение результатов подтверждает правильность теоретических зависимостей, методики и техники проведения эксперимен-

тального исследования. На основе этого предложены рекомендации по выбору основных конструктивных параметров гидродифференциального выпрямителя момента.

В результате экспериментальных исследований установлено:

1. Фактическая работоспособность ИГТВМ и соответствие параметров рабочего процесса реального механизма расчётным, полученным в результате моделирования рабочего процесса на ЭВМ.

2. Режимы работы инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента зависят от угловой скорости двигателя и нагрузки на выходном звене.

3. Расхождение расчётных и экспериментальных данных находится в пределах 7... 19%.

ОБШИЕ ВЫВОДЫ

1. Разработаны динамическая и математическая модели, описывающие рабочий процесс инерционной бесступенчатой автоматической гидродифференциальной 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, а также динамику корпусного и выходного гидро-МСХ в зависимости от изменения различных конструктивных параметров передачи.

2. Методом математического моделирования рабочего процесса пе-. редачи на ЭВМ исследовано влияние основных конструктивных параметров выпрямителя момента на его характеристики, а также влияние параметров обратного клапана на протекание переходных процессов в гидросистеме. Установлено, что при неоптимальных параметрах обратного клапана, запаздывание при его закрытии может достигать 25...35% от общего времени передачи опорным звеном дифференциального ряда реактивного момента, при этом давление в гидросистеме повышается на 50...63%.

3. При проведении моделирования установлен характер влияния на рабочий процесс передачи следующих конструктивных параметров: а) жесткости пружины клапана и величины её предварительного сжатия; б) массы обратного клапана; в) момента инерции реактора; г) момента инерции коронного колеса и д) объёмного КПД гидромашин МСХ. Также проведе-

но исследование влияния времени запаздывания при закрытии обратного клапана и режима работы передачи на величину максимального давления в гидросистемах МСХ.

4. При проведении исследования определён мощностной баланс. гидродифференциального выпрямителя момента во всём диапазоне изменения передаточного отношения инерционной передачи. Установлено, что мощность теряемая с утечками, несмотря на их количественное уменьшение с увеличением объёмного КПД не уменьшается в диапазоне г/ = 90...98 % вследствие прогрессивного роста максимального давления в напорной магистрали гидро-МСХ на режиме трансформации момента.

5. Обратный клапан с коническим затвором является наиболее приемлемым вариантом, т.к. обеспечивает высокую износостойкость рабочих поверхностей вследствие более плавной посадки затвора на седло. Также он отличается наименьшим сопротивлением прямому току жидкости, высоким быстродействием (малая масса затвора), надежной работой при высоком давлении. Недостаток клапанов такого типа, связанный с обеспечением высокой точности при изготовлении, устранен в конструкции с самоустанавливающимся запорным элементом.

6. Основные характеристики рабочей жидкости - вязкость, модуль упругости, а также максимальное рабочее давление должны выбираться исходя го конкретных условий эксплуатации. Однако вязкость жидкости в любом случае не должна быть менее 80 мм2/с, во избежание падения объемного КПД шестеренной гидромашины. Повышение вязкости ведет к увеличению момента сопротивления прокручиванию гидро-МСХ на холостом ходу. Повышение рабочего давления свыше 20 МПа также ведет к снижению объемного КПД гидромашины, а его снижение— к увеличению габаритных размеров последней.

7. Разработана методика, конструкция испытательного стенда и информационно - измерительная аппаратура, позволяющие использовать современные методы и средства при экспериментальном исследовании рабочего процесса ИГТВМ и обработке результатов экспериментов. В ходе эксперимента установлена фактическая работоспособность ИГТВМ и соответствие параметров рабочего процесса реального механизма расчётным, полученным в результате моделирования рабочего процесса на ЭВМ.

8. Результаты теоретического и экспериментального исследований достаточно точно согласуются, расхождение составляет 7...19 %. Это даёт основание считать, что разработанная математическая модель адекватно

описывает рабочий процесс импульсной передачи такого типа с учётом большинства определяющих факторов.

Основное содержание диссертации изложено в следующих работах:

1. Баженов С.П., Новожилов Б.А. Рабочий процесс гидродифференциального выпрямителя момента. // Тезисы докл. Областной научно-практической конференции «Изобретательство и инновационное творчест-

. во в решении проблем развития Липецкой области», Липецк, 1996. - С.52-54.

2. Новожилов Б.А. Анализ показателей объёмных гидромашин при работе в качестве механизмов свободного хода. // Тезисы докл. Областной научной конференции «Молодёжь и наука на рубеже XXI века», Липецк, 1997.-С.69-71.

3. Новожилов Б.А., Баженов С.П. Выбор параметров дифференциального ряда выпрямителя момента. Тезисы докл. Первой международной научно-технической конференции «Бесступенчатые передачи, приводы машин и промысловое оборудование», Калининград, 1997. - С. 16.

4. Новожилов Б.А., Баженов С.П. Результаты математического моделирования рабочего процесса гидродифференциального выпрямителя момента. Тезисы докл. Международной научно-технической конференции «Балтгехмаш-98», Калининград, 1993. - С.103.

5. Баженов С.П., Новожилов Б.А., Баженов П.С. Экспериментальные исследования инерционной гидродифференциальной передачи автомобиля. Тезисы докл. Международной научно-практической конференции «Прогресс транспортных средств и систем», Волгоград, 1999. - С.42-44.

6. Баженов С.П., Новожилов Б.А. Исследование рабочих процессов ' гидродифференциальной передачи методом математического моделирования на ЭВМ. Тезисы докл. Научно-технической конференции студентов и молодых учёных «Современные проблемы функционирования и развития транспорта», Липецк, 1999. - С.4-6.

7. Баженов С.П., Новожилов Б.А. Динамика обратного клапана гид-ро-МСХ инерционной автоматической бесступенчатой передачи. Тезисы докл. Научно-технической конференции студентов и молодых учёных «Современные проблемы функционирования и развития транспорта», Липецк, 1999. - С.27-29.

Принятые обозначения.

Введение.

Глава 1. Состояние вопроса и задачи исследования.

1.1. Тенденции конструкторских разработок.

1.2. Морфологическое описание объекта исследования.

1.3. Сравнительный анализ инерционных преобразователей момента.

1.4 Анализ конструкций и условий функционирования преобразователей момента ИГТВ.

Выводы.

Глава 2. Теоретическое исследование рабочего процесса инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента (ИГТВМ).

2.1 Анализ показателей объемных гидромашин с точки зрения применимости в ИГТВМ.

2.2 Теоретическое обоснование параметров гидросистемы выпрямителя момента.,.

2.3. Теоретическое обоснование параметров обратных клапанов гидросистемы ИГТВМ.

2.4. Обоснование и выбор параметров дифференциального ряда выпрямителя момента.

2.5. 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. Исследование влияния основных конструктивных параметров выпрямителя момента на его характеристики.!06 Выводы.

Глава 4. Экспериментальные исследования ИГТВМ.

4.1. Конструкция испытательного стенда и информационно-измерительная аппаратура.

4.2. Методика экспериментальных исследований и результаты испытаний.

4.3. Рекомендации по выбору основных конструктивных параметров гидродифференциального выпрямителя момента.

Выводы.

Одним из основных направлений развития машиностроения в России, является повышение эффективности и производительности машин при одновременном снижении их удельной металлоёмкости и уменьшении габаритных размеров.

Важнейшей задачей в области машиностроения является создание новых, высокопроизводительных машин, дальнейшее повышение качества и надёжности создаваемых конструкций. В автотракторостроении актуальной задачей является разработка и внедрение автоматического бесступенчатого привода от двигателя к ведущим колёсам. С ростом автотракторного парка и интенсивности скоростей движения простота и удобство управления, улучшение тягово-скоростных и топливно-экономических характеристик приобретает первостепенное значение.

Одним из путей совершенствования конструкций транспортных и тяговых машин является применение в их трансмиссиях автоматических бесступенчатых передач. Бесступенчатый привод позволяет повысить производительность машин за счёт более полного использования мощности двигателя, улучшить эксплуатационные качества, повысить безопасность движения. 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.

Большой вклад в развитие теории и создание инерционно-импульсных передач внесли работы А.С.Антонова, М.Ф.Балжи, С.П.Баженова, А.А.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, состоящего из двух механизмов свободного хода (МСХ). МСХ работают с большой частотой включения в единицу времени, 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, 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 исследован 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 гидродифференциальный выпрямитель момента (A.c. №1028924 РФ) [57], в котором благодаря использованию дифференциального ряда становится возможным стационарное закрепление корпусов гидромашин, что значительно упрощает конструкцию гидравлической арматуры.

В специальной и технической литературе приведены математические зависимости, позволяющие определить основные параметры гидромашины, рассчитать статическую характеристику клапана, определить сопротивление гидросистемы, но получение заданных динамических свойств, представляет определённые трудности. Эти свойства определяются моментом инерции вращающихся масс, связанных с ведущим валом гидромашины, массой клапана, жёсткостью его пружины, законом увеличения открытия щели, рабочим давлением, присущими гидроаппарату силами демпфирования. Динамические свойства выражаются поведением клапана при переходных процессах, вызванных скачкообразным и периодическим изменением расхода.

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.

Диссертационная работа посвящена исследованию рабочего процесса гидродифференциального выпрямителя момента. Целью настоящей работы является установление фактической работоспособности инерционной передачи с гидродифференциальным выпрямителем момента, исследование влияния параметров обратного клапана на протекание переходных процессов в гидросистеме выпрямителя момента, а также изучение влияния конструктивных параметров выпрямителя на силовые и динамические характеристики инерционной передачи. Работа состоит из введения, четырёх глав, заключения и приложения.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. Разработаны динамическая и математическая модели, описывающие рабочий процесс инерционной бесступенчатой автоматической гидродифференциальной 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, а также динамику корпусного и выходного гидро-МСХ в зависимости от изменения конструктивных параметров передачи.

2. Методом математического моделирования рабочего процесса передачи на ЭВМ исследовано влияние основных конструктивных параметров выпрямителя момента на его характеристики, а также влияние параметров обратного клапана на протекание переходных процессов в гидросистеме выпрямителя момента.

3. При проведении моделирования установлен характер влияния на рабочий процесс передачи следующих конструктивных параметров: а) жесткости пружины клапана и величины её предварительного сжатия; б) массы обратного клапана; в) момента инерции реактора; г) момента инерции коронного колеса и д) объёмного КПД гидромашин МСХ. Также проведено исследование влияния времени запаздывания при закрытии обратного клапана и режима работы передачи на величину максимального давления в гидросистемах МСХ.

4. При проведений исследования определён мощностной баланс гидродифференциального выпрямителя момента во всём диапазоне изменения передаточного отношения инерционной передачи. Установлено, что мощность, теряемая с утечками, несмотря на их количественное уменьшение с увеличением объёмного КПД не уменьшается в диапазоне

Т]о(. = 90.98 %, вследствие прогрессивного роста максимального давления в напорной магистрали гидро-МСХ на режиме трансформации момента. Таким образом, потеря энергии при включении гидро-МСХ имеет постоянную величину (при неизменной упругости системы) и практически не зависит от величины объёмного КПД гидромашины.

5. Обратный клапан с коническим затвором является наиболее приемлемым вариантом, т.к. обеспечивает высокую износостойкость рабочих поверхностей вследствие более плавной посадки затвора на седло. Также он отличается наименьшим сопротивлением прямому току жидкости, высоким быстродействием (малая масса затвора), надежной работой при высоком давлении. Недостаток клапанов такого типа, связанный с обеспечением высокой точности при изготовлении, устранен в конструкции с самоустанавливающимся запорным элементом.

6. 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 мм2/с, во избежание падения объемного КПД шестеренной гидромашины. Повышение вязкости ведет к увеличению момента сопротивления прокручиванию гидро-МСХ на холостом ходу. Повышение рабочего давления свыше 20 МПа также ведет к снижению объемного КПД гидромашины, а его снижение - к увеличению габаритных размеров последней.

7. Разработана методика, конструкция испытательного стенда и информационно - измерительная аппаратура, позволяющие использовать современные методы и средства при экспериментальном исследовании рабочего процесса ИГТВМ и при обработке результатов экспериментов. В ходе эксперимента установлена фактическая работоспособность ИГТВМ и соответствие параметров рабочего процесса реального механизма расчётным, полученным в результате моделирования рабочего процесса на ЭВМ.

1. Алексеева C.B. Силовые передачи транспортных машин: Динамика и расчёт. JL: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1982. - 256с.

2. Андреев А.Ф., Барташевич Л.В., Богдан Н.В. и др. Гидропневмоавтоматика и гидропривод мобильных машин. Мн.: Выш. школа, 1987. -310с.

3. Антонов A.C. Силовые передачи колёсных и гусеничных машин. Теория и расчёт. Л.: Машиностроение, 1975. - 480с.

4. Антонюк Е.Я. Инерционно-импульсные вариаторы как системы переменной структуры // Инерционно-импульсные системы. Челябинск: ЧПИ, 1983. С. 61-66. (Межвуз. темат. сб. науч. тр.).

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

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

7. Баженов С.П., Белоглазов В.Г. К анализу работы механизмов свободного хода в импульсной передаче. В кн.: Передаточные механизмы. -М.: Машиностроение, 1971. - С.198-205.

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

9. Башта Т.М. Объёмные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. М.: Машиностроение, 1977. - 352с.

10. Белоглазов В.Г. Инерционные трансформаторы вращающего момента с нефиксированными опорными звеньями прямого и обратного хода // Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства. Челябинск: ЧПИ, 1983. С.46-50. (Тр. III Всесоюз. науч. конф.).

11. Бидерман В.А. Теория механических колебаний. М.: Машиностроение, 1980. 408с.

12. Благонравов A.A. Механические бесступенчатые передачи нефрикционного типа. М.: Машиностроение, 1977. - 144с.

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

14. Большаков В.А. Справочник по гидравлике. Киев: Выш. школа, 1977. - 280с.

15. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник М.: Машиностроение, 1983. - 301с.

16. Вейц В.Л., Кочура А.Е., Куценко Б.Н. Расчёт и проектирование электромеханических стендов для испытаний транспортных машин с ДВС.;под ред. К.М.Рагульскиса. JL: Машиностроение, Ленингр., отд-ние, 1985. -92с.

17. Вульфсон И.И. Динамические расчёты цикловых механизмов. Л.: Машиностроение, 1976. - 328с.

18. Герасимов Г.В. Бесступенчатые передачи тракторов. М.: МАМИ; 1975. 174с.

19. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы / Т.М.Башта, С.С.Руднев, Б.Б.Некрасов и др. М.: Машиностроение, 1982. - 423с.

20. Гидропневмоавтоматика и гидропривод мобильных машин / Андреев А.Ф., Барташевич Л.В., Богдан Н.В. и др.; под ред. В.В.Гуськова. Мн.: Выш. школа, 1987. - 310с.

21. Данилов Ю.А., Кирилловский Ю.Л., Колпаков Ю.Г. Аппаратура объёмных гидроприводов: Рабочие процессы и характеристики. М.: Машиностроение, 1990. - 272с.

22. Дзильно A.A., Полянин В.А. Гидрообъёмные трансмиссии зарубежных строительных машин // Строительные и дорожные машины 1984. - №6. - С.21-22.

23. Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства // Тр.

24. Всесоюз. науч. конф. Челябинск: ЧПИ, 1974. 232с.

25. Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства // Тр.

26. Всесоюз. науч. конф. Челябинск: ЧПИ, 1978. 178с.

27. Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства // Тр.

28. I Всесоюз. науч. конф. Челябинск: ЧПИ, 1983. 145с.

29. Иринг Ю. Проектирование гидравлических и пневматических систем: Пер. со словац. Л.: Машиностроение, 1983. - 363с.

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

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

32. Когаев В.П., Махутов H.A., Гусенков А.П. Расчёты деталей машин на прочность и долговечность. М.: Машиностроение, 1985. 224с.

33. Комаров М.С. Динамика механизмов и машин. М.: Машиностроение, 1969. - 256с.

34. Кондаков Л.А. Рабочие жидкости и уплотнения гидравлических систем. М.: Машиностроение, 1982. - 217с.

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

36. Кропп А.Е. Янчевский Ю.В. Исследование одной схемы гидравлического механизма свободного хода // Бесступенчато-регулируемые передачи. Ярославль: ЯПИ, 1978. Вып. 3. С. 76-79.

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

38. Лапидус В.И., Петров В.А. Гидромеханические передачи автомобилей. Изд. 2-е перераб. М.: Машгиз., 1961. - 465с.

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

40. Леонов А.И., Дубровский А.Ф. Механические бесступенчатые передачи непрерывного действия. М.: Машиностроение, 1984. - 192с.

41. Летопур В.Э. Экспериментальное исследование инерционно-импульсного вариатора с упругими звеньями в приводе // Теория механизмов и машин. Респ. межвед. науч.-техн. сб. Харьков: Выщ. школа, 1983. Вып. 35. С. 102-105.

42. Ловкие З.В. Гидроприводы сельскохозяйственных машин. Мн.: Урожай, 1986. -215с.

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

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

45. Мальцев В.Ф. Механические импульсные передачи. М.: Машиностроение, 1978. - 366с.

46. Математические модели и оптимизация вычислительных алгоритмов: Сб. науч. тр./МГУ, фак. вычисл. математики и кибернетики /Под ред. А.Н.Тихонова, А.А.Самарского. М.: Изд-во Моск. ун-та, 1993. - 256с.

47. Математическое моделирование: Пер. с англ./Под ред. Дж.Эндрюса, Р.Мак-Лоуна. М.: Мир, 1979. - 277с.

48. Машиностроительный гидропривод / Л.А.Кондаков, Г.А.Никитин, В.Н.Прокофьев и др.; под ред. В.Н.Прокофьева. М.: Машиностроение, 1978. - 495с.

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

50. Никитин О.Ф., Холин K.M. Объёмные гидравлические и пневматические приводы. М.: Машиностроение, 1981. - 267с.

51. Новожилов Б.А. Анализ показателей объёмных гидромашин при работе в качестве механизмов свободного хода. // Тезисы докл. Областной научной конференции «Молодёжь и наука на рубеже XXI века», Липецк, 1997.-С.69-71.

52. Новожилов Б.А., Баженов С.П. Выбор параметров дифференциального ряда выпрямителя момента. Тезисы докл. Первой международной научно-технической конференции «Бесступенчатые передачи, приводы машин и промысловое оборудование», Калининград, 1997. С. 16.

53. Новожилов Б.А., Баженов С.П. Результаты математического моделирования рабочего процесса гидродифференциального выпрямителя момента. Тезисы докл. Международной научно-технической конференции «Балттехмаш-98», Калининград, 1998. С.103.

54. Объёмные гидравлические приводы / Т.М.Башта, И.З.Зайченко, В.В.Ермаков, Е.И.Хаймович; под ред. Т.М.Башты. М.: Машиностроение, 1969.-628с.

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

56. 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.; 0публ.15.07.83.; Бюл. №26. - 5с.

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

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

59. Погарский H.A., Степанов А.Д. Универсальные трансмиссии пневмоколёсных машин повышенной единичной мощности. М.: Машиностроение, 1976. - 224 с.

60. Пожбелко В.И. Единая теория инерционно-импульсных силовых систем переменной структуры // Инерционно-импульсные системы. Челябинск: ЧПИ, 1983. С. 10-16. (Межвуз. темат. сб. науч. тр.).

61. Попов Д.Н. Нестационарные гидромеханические процессы. М.: Машиностроение, 1982. - 240с.

62. Попов Д.Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем. -М.: Машиностроение, 1987. 464с.

63. Попов Д.Н., Ермаков С.А., Лобода И.Н. Инженерные исследования гидроприводов летательных аппаратов. М.: Машиностроение, 1978. -142с.

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

65. Руднев С.С., Кузнецов B.C. Определение коэффициента расхода и действующей силы на клапанном устройстве с конусным седлом // Сб. «Ри-порт». М.: ВИМИ. - 1975. - №18. - С. 15-20.

66. Свешников В.К., Усов A.A. Станочные гидроприводы: Справочник. М.: Машиностроение, 1982. - 464с.

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

68. Соболь И.Н., Статников Р.Б. Наилучшие решения. М.: Машиностроение, 1982. - 64с.

69. Современные методы решения дифференциальных уравнений / Дж.К.Батчет, Дж.К.Лэмберт, А.Протеро и др.: пер. с англ., под ред. А.Д.Горбунова. М.: Мир, 1979, - 312с.

70. Сцепления транспортных и тяговых машин / И.Б.Барский, С.Г.Борисов, В.А.Галагин и др.; под ред. Ф.Р.Геккера. М.: Машиностроение, 1989. - 339с.

71. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник / Под ред. А.И.Голубева и Л.А.Кондакова. М.: Машиностроение, 1986. - 464с.

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

73. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М.: Наука, 1981.254с.

74. Фролов К.В. Методы совершенствования машин и современные проблемы машиноведения. М.: Машиностроение, 1984. 224с.

75. Фролов К.В., Гусенков А.П. Проблемы надёжности и ресурса в машиностроении. М.: Машиностроение, 1988. - 248с.

76. Цитович И.С., Альгин В.Б., Грицкевич В.В. Анализ и синтез планетарных коробок передач автомобилей и тракторов. Мн.: Наука и техника, 1987. - 223с.

77. Шабанов К.Д. Замкнутые дифференциальные передачи. М.: Машиностроение, 1972. - 282с.

78. Яблонский A.A. Курс теоретической механики. 4.II. Динамика. -М.: Высшая школа, 1977. 430с.

79. Blackburn J., Reethof G., Shearer J. Fluid power control. New Jork, 1960,465p.

80. Bouer Jean Jacques. Les transmissions hydrostatiques de puissans // Ing. Automob. 1975. №10. P. 267-274.

81. Kogevnikov S.N., Antoniouk E.J. Dynamics of mechanisms of a variable structure // Proc. of the fifth world congress on the theory of machine and mechanisms. Montreal, 1979. V. 1. P. 574-578.150.