автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Обоснование рациональных параметров гидропривода машин типа ВПР с учетом условий эксплуатации во Вьетнаме

На правах рукописи

ООЭ4Э1153

НГУЕН ДИНЬ ТЫ

ОБОСНОВАНИЕ РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДА МАШИН ТИПА ВПР С УЧЕТОМ УСЛОВИЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ ВО ВЬЕТНАМЕ

Специальность 05.02.02 «Машиноведение, системы приводов и детали машин»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

- 4 ФЕВ 2010

Москва-2010

003491159

Диссертация выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования « Московском государственном университете путей сообщения» (МИИТ) на кафедре «Путевые, строительные машины и робототехнические комплексы».

Научный руководитель: - доктор технических наук, профессор

Ковальский Виктор Федорович

Официальные оппоненты: - доктор технических наук, профессор

Васильев Константин Иванович

- кандидат технических наук, Панин Игорь Александрович

Ведущая организация: - ОАО «Научно - исследовательский институт

железнодорожного транспорта» (ОАО «ВНИИЖТ»)

Защита состоится « » февраля 2010 г. в «_35_у> часов на заседании диссертационного совета Д 218.005.01 в Московском государственном университете путей сообщения (МИИТе) по адресу: 127994, Россия, г. Москва, ул. Образцова, дом 9, строение 9, ауд. 2505.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Московского государственного университета путей сообщения (МИИТа).

Автореферат разослан «_££» 5[Н&арЪ 2010 г.

УЧЕНЫЙ СЕКРЕТАРЬ диссертационного совета, доктор технических наук, доцент

А.В. Саврухин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. По плану экономического и социального развития до 2020 года. Вьетнамский железнодорожный транспорт предусматривает решение ряда важнейших задач, связанных с обновлением технических средств железных дорог, повышением эффективности работы отрасли на основе внедрения новых технологий. Это резкое увеличение объемов грузовых и пассажирских перевозок, модернизация существующей железнодорожной сети, а так же построение новой двухпутной железной дороги Север - Юг и железнодорожной системы в больших городах (очередная задача в Ханое и Хошимине), закончится объединением Вьетнамской железнодорожной сети с Конмином (Китай) и Камбоджей. Все перечисленные выше работы Требуют выполнение больших объёмов работ по ремонту, реконструкции и созданию новых железных дорог и, как следствие, определяет необходимость использования высокопроизводительной путевой техники, в том числе машин типа ВГТР.

Работа гидропривода рабочего органа сопровождается ударными нагрузками и колебательными процессами, связанными как с возникновением значительных колебаний давления и расхода рабочей жидкости, так и следствием технического несовершенства схемно-конструкторского решения гидропривода. Колебательные процессы отрицательно влияют на ресурс гидропривода, снижают коэффициент использования установочной мощности привода и производительность, уменьшают надёжность, увеличивают энергоёмкость привода и машины в целом. Негативное влияние на работоспособность гидрообъемного привода оказывают климатические условия Вьетнама. Поэтому при проектировании, эксплуатации гидроприводов одной из важных задач является выбор параметров гидропривода, позволяющих устранить динамические нагрузки и снизить негативное влияние климатических условий Вьетнама. В связи с этим вопрос обоснования статических и динамических параметров гидрообъемного привода рабочих органов путевых машин применительно к условиям эксплуатации во Вьетнаме является актуальным и требует своего решения.

Цель работы. Повышение эффективности эксплуатации объемного гидравлического привода в условиях работы во Вьетнаме на основе анализа режимов нагружения и выбора рациональных статических и динамических параметров привода подбивочного блока машин типа ВПР.

Методы исследований. Математическое моделирование технических систем, теория колебаний и математической статистики, численные методы решения дифференциальных уравнений, натурный эксперимент в условиях ремонта железнодорожного пути.

Научная новизна

+ разработаны технические требования к гидроприводам путевых машин с учетом условий эксплуатации во Вьетнаме;

+ разработаны подходы к построению математических моделей гидроприводов машин типа ВПР:

- вращения эксцентрикового вала вибрации подбоек;

- подъема и опускания подбивочного блока,

позволяющие анализировать процессы изменения силовых и скоростных параметров приводов при изменении условий эксплуатации во Вьетнаме;

+ обоснована структура и определены рациональные параметры гидропривода подбивочного блока для климатических условий Вьетнама.

+ обоснована система диагностики гидроприводов подбивочного блока машин типа ВПР применительно к техническим возможностям Вьетнамских железных дорог;

+ разработана система и методика оценки технического состояния гидропривода вращения эксцентрикового вала подбивочного блока машин типа ВПР.

Практическая ценность. Разработанные в диссертации методики и программное обеспечение позволяют выбирать структуру и рассчитывать статические и динамические параметры гидрообъёмного привода рабочих органов при проектировании и эксплуатации путевых машин для условий эксплуатации во Вьетнаме.

Реализация работы. Результаты диссертационной работы используются в научно-исследовательских работах кафедры «Строительные машины» и учебном процессе Ханойского Института Транспорта и Коммуникации (ХИИ-Та) при изучении дисциплин «Гидропривод строительных и путевых машин».

Апробация работы и публикации. Результаты работы по теме диссертации докладывались на девятой научно-практической конференции «Безопасность движения поездов», г. Москва, 30-31 октября 2008 года; на семнадцатой научно-технологической конференции ХИИТа, ноябрь 2008 года; на десятой научно-технической конференции Вьетнамской научно-технической ассоциации в РФ, г. Москва, ноябрь 200В года.

Основное содержание работы опубликовано в 8 научных работах, в том числе 1 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ для публикации основных результатов кандидатских и докторских диссертаций.

Объём м структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка литературы и приложений. Общий объем диссертации составляет 170 страниц машинописного текста, включая 11 таблиц, 58 рисунков, списка литературы из 85 наименований, приложение на 11 страницах.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность исследования, определяются цели, методы, научная новизна и практическая значимость работы, дается краткое изложение ее содержания и основных результатов исследования.

В первой главе рассматриваются Вьетнамская сеть железных дорог, схемно-конструкторские решения, особенности работы и эксплуатации гидроприводов машины во Вьетнаме. В настоящее время Вьетнамская железнодорожная сеть состоит из 7 главных направлений общей длиной 2600 км, и использует 3 размера колеи: 1000 мм, 1435 мм, также совмещенная колея (1435 мм и 1000 мм). Железнодорожный транспорт Вьетнама имеет небольшие объемы грузовых и пассажирских перевозок соответственно 5,5% и 4,5% в сравнении с другими видами транспорта. По плану экономического и социального

развития до 2020 года, объемы перевозок грузов и пассажиров Вьетнамских железных дорог будет увеличено на 25^-30% и, вследствие чего потребуется выполнение больших объёмов работ по ремонту, реконструкции и строительство новых железных дорог. Для реализации этого требуются высокопроизводительные путевые машины с гидравлическим приводом. Но почти все путевые машины приобретаются по импорту, в конструкции и приводах которых, не совсем полно учтены условия эксплуатации во Вьетнаме. С этой целью в работе разработаны технические требования к гидроприводам путевых машин с учетом условий эксплуатации во Вьетнаме.

В фундаментальных работах российских ученых Алексеевой Т.В., Башты Т.М., Прокофьева В.Н., Барышева В.И., Попова Д.Н., Хаймовича Е.М., Коро-бочкина Б.Л., Ермакова В.В. и др. разработаны основы конструирования и расчета гидропривода. Благодаря научным исследованиям указанных ученых и их учеников гидравлический привод стал ведущим приводом в машиностроении, особенно на самоходных машинах. Работоспособность гидравлического привода в зависимости от различных конструктивных и эксплутационных факторов, в том числе и от климатических условий, достаточно хорошо изучена и опубликована в научных работах ученых Васильева К.И., Васильченко В.А., Кузнецовой Г.В., Панина H.A., Сорокина П.А., Ковальского В.Ф., Гринчара Н.Г., Ву Т.Б., Нгуен С.Х., Нгуен В.Т. и др. Отдельные вопросы повышения работоспособности и совершенствования конструкции гидропривода и гидрооборудования нашли развитие в научных трудах Абрамова E.H., Навроцкого К.Л. и др.

Выполненный в диссертации анализ показал, что климатические условия оказывают существенное влияние на параметры и характеристики гидропривода, причем с повышением температуры это влияние увеличивается и гидропривод работает в неблагоприятном, практически аварийном режиме. Результаты исследования во Вьетнаме показали, когда путевые машины эксплуатируются при 20°С, через 2 часа температура жидкости достигает значения 71°С. Когда температура окружающей среды 37°С, температура жидкости достигает 88°С; при 50°С температура жидкости достигает 91,7UC.

Во второй главе составлена математическая модель гидропривода с гидромотором и гидроцилиндром. Математическая модель состоит из дифференциальных уравнений движения звена приведения и уравнений расходов, учитывающая сжимаемость жидкости и упругие деформации гидроцилиндра и трубопроводов, температуру рабочей жидкости, вес и конструктивные размеры элементов гидропривода.

При повышении температуры снижается вязкость рабочей жидкости, идет рост потерь давления, ухудшаются функциональные и эксплуатационные характеристики гидросистемы. Кинематическая вязкость рабочей жидкости может быть определена по формуле о, = • Плотность рабочей жидкости можно определить по формуле р, = -— ^ ^ ■ Число Рейнольдса для трубопроводов

круглого сечения может быть определено по формуле К с = . Коэффициент X

определяется в зависимости от режима течения жидкости, турбулентный режим Ке > 2320 то X = или ламинарный режим Ле < 2320 то Х= 64/Ле. Потери давления на трение по длине трубопровода:

Др = уН =ар, —У—X, =--р,у:У\ — п ' 2 Ч

Потери давления на местных сопротивлениях

Таким образом, сумма потерь давления в напорной линии:

Др = Др, + Др, |рУ

При составлении динамических моделей гидравлического привода с гидромотором, принимаем: волновые процессы в напорной и сливной линиях не учитываются; частота вращения двигателя привода насоса постоянна и соответствует номинальной; предохранительные клапаны моделируются как безинер-ционные нелинейные звенья; модуль упругости трубопроводов не зависит от

давления в системе; потери энергии в системе учитываются как вязкое трение и объемные потери для насоса и гидравлического мотора; потери расхода на объемные утечки насоса и гидравлического мотора в пределах рабочих режимов пропорциональны давлению в напорной линии.

Математическая модель гидравлического привода с открытой циркуляцией рабочей жидкости может быть представлена в следующем виде. Уравнение неразрывности потока в трубопроводе можно представить:

кк х- <2Ь- (г;+г;)р„- У>т- е^ = о

О (1-тО

+ коэффициент объемных утечек насоса г° = —™;

+ коэффициент объемных утечек гидравлического мотора г0"' = ;

[Рп>1

+ расход предохрани тельного клапана: если р„ > ркл то 01п = (р„ - р^ )ккп, иначе <Зкп = 0;

N

+ параметр регулирования насоса X =

РДУГК

+ Уравнение моментов на выходном валу машины мт -М, - — = 1т ^^;

+ крутящий момент на валу гидравлического мотора М„ = — V";

2л

+ момент сопротивления движению рабочего органа М = М, -> М0.51п(2тгГ*I); + потери крутящего момента.на вязкое трение в гидравлической системе, гидравлическом моторе и редукторе М, =-^5-.

2 к

Математическая модель дизель-гидравлического привода с закрытой циркуляцией рабочей жидкости когда рп > р5 можно представить:

- (С + с )Ро - у>т е5 ^ = + <зк„ + д. - С'р, - <зк - [у;]в„х

1 (К, _ У„т(р„-р,) Ар.У" М ск 2 7с 2 к ¡,

(1П-Х)^ = А-В«,-МП

+ расход насоса подпитки О, = V(>„; • + если pn > pto то 0^= (р„ - pu) kk„, иначе Qkn = 0; + если ps > рк, то Qk = (ps - pk) kp, иначе Qk = 0;

+ момент, необходимый для привода насоса М„ = ——--—— + ;

2л 2п

+ потери давления на трение в напорной линии Ар„ = х +£<;, jp,v«;

+ потери давления на трение в сливной линии Лр, = jp>v»■

+ если соп>шеп то Х-\;А =Л,;В -Вг; если шет<й)п и юп<соеп то A. = ^.k;A = As;B = Bk: еслиа)п<юет то ?v = 0;A = 0;B = B¿; n V

+ если р„ > роп, то е„ = ^-г22- + е,, иначе еп = е,; Рл

d V

н если ps> pos, то е =-i—-+ е,, иначе es = е2. Р.

Когда р„ < ps, (тормозной режим при движении вперед или двигательный режим при движении назад) математическая модель может быть представлена в следующем виде:

^ = [v; к Q», - Q." Qk- (С+С)Р„- V,>m v-a)n-[v;K X-Qkn-(r;+r;)Pi '] <Ч.=У.Я(Р.-Р.) Ар, у; М

m dt 2л 2л i,

(J„-X)^- = A-B«„-M„

+ расход насоса подпитки Qs = v>n ;

+ если р„> рк,то Qk = (р„ - pk) kp, иначе Qk = 0; П V

+ если р„> Pos, то е„ = i-2—+ е2, иначе е„= е2; Р,

+ если ps> роп, то е, - >•"■ ■«■ +е иначе es = c¡; Р,

+ если р5> ркп, то Qkn= (Ps - Pkn) kp„, иначе Qkn = 0.

При составлении динамических моделей гидравлического привода с гидроцилиндром, принимаем: в силу малости величин утечек в таких элементах, как гидроцилиндр и распределитель, учитывать их Не будем; динамические процессы рассматриваются при работе, что позволяет считать внешнюю нагрузку в течение рассматриваемого процесса величиной неизменной, включение золотника распределителя осуществляется мгновенно; плотность, вязкость и температура рабочей жидкости принимаются постоянными во время работы привода; шток, элементы рабочего оборудования являются абсолютно жесткими, упругие деформации в кинематических парах отсутствуют в силу их малости по сравнению с упругими деформациями рабочей жидкости; рабочая жидкость сжимаема благодаря наличию нерастворенного воздуха. Уравнение неразрывности потока в напорной линии:

е„ = [ЧЧХю. - О*- V - г0"р„

Л 4

+ если р>рь,то 0,„ = (р- ркп)кЬп, иначеОк„ = 0;

+ коэффициент объемных утечек насоса г" = — ^ ~ Т1"~;

[р„]

Уравнение сил на поршне гидроцилиндра, когда поршень двигается вверх:

т—= Р(0-О-Р.-Р. -Р й ' ' *

+ усилие на поршне от давления рабочей жидкости в соответствующих полостях

РМ = рР„-Ро>0!+р„с1:3

+ силы, вызванные сжимаемостью жидкости, упругими деформациями поршневой или штоковой полостей цилиндра и прилегающих к данным полостям трубопроводов Рж =^-с,у + ~~с,у;

+ силы трения, возникающие между поршнем и цилиндром, между штоком и направляющей втулкой Р,. = 7т(01кТ, +<11ф4ф)р„; + сила сопротивления трения в трубопроводах:

где р„, р5 - давления в напорной и в сливной линиях гидравлической системы; ркп, рк - давления настройки предохранительного и подпиточного клапанов; к1п, кр -параметры характеристик предохранительного и подпилочного клапанов; ц)„, (от - скорости вращения насоса и мотора; р™, р,* - давления зарядки газом гидро-пневмоаккумуляторов в линиях п и г; Уоп, У03 - объёмы аккумуляторов в линиях п и б; еп, е5 - гидравлические податливости напорной и сливной магистралей; е,, е2 -приведенные гидравлические податливости напорной и сливной линий; (¿к,,, Ок -расходы предохранительного и подпиточного клапанов; У0", Уат - рабочие объемы насоса и гидромотора; X - параметр регулирования насоса; г0", г0т - коэффициенты объемных утечек насоса и мотора; М,„ - момент на валу мотора; /"„ - приведенные коэффициенты вязкого трения насоса и мотора; 1„, 1т - приведенные к валу насоса и валу гидромотора моменты инерции привода и массы машины; озеп, ыет - скорость вращения дизеля в номинальном режиме и режиме максимального момента; Аг, Вг, Ак, Вк) Вг - параметры дизеля на регуляторном, корректорном и перегрузочном участках статической характеристики; Лг, А^ - динамические коэффициенты дизеля для регуляторного и корректурного участков характеристики дизеля; С>5 - расход насоса подпитки; ¡г - передаточное отношение редуктора; <?т - угол поворота вала; Мв, М0 - среднее значение и амплитуда момента сопротивления; Б], В2, Сь с2 - константы, необходимые для математического описания гидропривода; у - перемещение поршня; V - скорость поршня гидроцилиндра; й, т - приведенные к поршню вес и масса груза; Б, с1 - диаметр поршня и штока цилиндра; 1Ф, {'к, ^ - ширина и коэффициент трения соответственно уплотнительного и фторопластового кольца; р - плотность рабочей жидкости; в; - площадь Гг0 участка трубопровода; 1„ с1, - длина, диаметр 10ГС участка трубопровода; 1С, - суммарный коэффициент потерь на местные сопротивления ]ого участка трубопровода; X, - коэффициент сопротивления.

В третьей главе рассматривается методика расчета статических и динамических характеристик гидропривода подбнвочного блока (рис.1). Описан расчет динамических параметров рабочего органа, проведена оценка их влияния на гидравлический привод. Приводится теоретическое обоснование выбора

рациональных параметров гидропривода, позволяющих снизить динамические нагрузки.

Расчет статических параметров гидропривода эксцентрикового вала выполнен в системе электронных таблиц EXCEL. Выполнены расчеты скорости вращения эксцентрикового вала, момента сопротивления движению на валу гидромотора, мощности и удельной энергоемкости в зависимости аг производительности для среднестатистических условий эксплуатации Вьетнама. Полученные результаты легли в основу принятия проектных решений при создании гидрообъёмной передачи. Разработанная методика реализована в форме электронных таблиц EXCEL, что позволяет проводить поиск рациональных параметров элементов гидрообъёмного привода эксцентрикового вала машин типа ВПР и других механизмов.

Работа гидропривода эксцентрикового вала сопровождается колебаниями давления и расхода рабочей жидкости. Эти колебания отрицательно влияют на ресурс гидропривода, снижают коэффициент использования установочной мощности привода и производительность, уменьшают надёжность, увеличивают энергоёмкость привода, поэтому при создании привода необходимо учитывать его динамическую характеристику. Математическая модель расчета динамических параметров г идропривода эксцентрикового вала:

I <Ч=Р.УГ арМГ м

я Л 2я 2л dф

+ расход предохранительного клапана С>1л =(рл -ркп)к1а,;

+ коэффициент объемных утечек насоса г" = ————;

[Р.]

+ коэффициент объемных утечек гидромотора г™ = ' Г|° ;

(Рт1

+ момент сопротивления движению рабочего органа М = Мв + М0 51п(271ГЧ);

N -ыг

+ момент инерции на валу гидромотора lm = t

5®ф

+ сумма потерь давления в напорной линии Др = + ^cjp,v:;

где [V0"]- номинальный рабочий объем насоса, м3; <оп - номинальная частота вращения насоса, об/с; V,™- рабочий объем гидромотора, м3; сога - скорость вращения вала гидромотора, об/с; рп - давление в напорной линии гидропривода, Па; kk„ - параметр предохранительного клапана, (м3/с)/Па; рь - давление открытия предохранительного клапана, Па; [р„] - номинальное давление насоса, Па; [рт] - номинальное давление гидравлического мотора, Па; п," - номинальный объемный КПД насоса; п" - номинальный объемный КПД мотора; Е - приведенный модуль упругости жидкости н трубопровода, Па; <? - угол поворота вала, рад; Мв, М0 - среднее значение и амплитуда момента сопротивления; N;1B - номинальная мощность двигателя машины, кВт; N""- максимальная суммарная мощность

холостого режима машины, кВт; tnep - время рабочего переезда, торможения и остановки машины, с; 8 - коэффициент неравномерности вращения эксцентрикового вала; р, - плотность рабочей жидкости; I, d - длина, диаметр трубопровода; 1С, - суммарный коэффициент потерь на местные сопротивления трубопровода; к - коэффициент сопротивления.

Результаты решения системы дифференциальных уравнений методом Рунге-Кутга в среде МАТЬАВ приведены на рисунках 2 и 3: Р (Па) ш (об/мин)

Рис. 2 Зависимости давления и скорости от момента сопротивления движению 1 - без нагрузки; 2 - в режиме работы; 3 - в тяжелом режиме.

Из графиков видно, что амплитуды колебаний давления и скорости часто достигают максимального значения в начале процесса, далее процесс становится установившимся. Максимальные значения давления и скорости возникают многократно в рабочем режиме под действием случайных изменений момента сопротивления. В значительно большей степени влияние динамических параметров на уровень стабилизации давления в гидросистеме обнаруживается при увеличении момента сопротивления движению. При потере устойчиво-

ста в случае ступенчатого возрастания момента привода при возрастании давления до срабатывания предохранительного клапана недостаточно для возобновления движения. В процессе работы с увеличением температуры, вязкость рабочей жидкосги падает быстро, утечки масла повышаются, давление рабочей жидкости медленнее достигает среднего значения. Анализ полученных результатов показывает, что степень снижения работоспособности гидропривода зависит от температуры, времени и других условии. Сравнение между температурами 20°С и 90°С показывает, что давление рабочей жидкости в напорной линии уменьшается на 4,13%, а скорость эксцентрикового вала уменьшается на 35,5%.

Для исследования влияния параметров приводов на характер переходных процессов и для выбора рациональных параметров и структуры гидросистем составлена динамическая модель гидропривода вертикального перемещения подбивочного блока машин типа ВПР (рис.4).

Рис.4 Расчетная модель гидропривода вертикального перемещения подбивочного блока машин типа ВПР

При составлении динамических моделей гидравлического привода с гидроцилиндром, принимаем: режим течения жидкости турбулентный; сила трения, возникающая в подшипниках и кинематических парах в условиях полужидкостного трения, не учитывается в силу малости; сила, вызванная сжатием жидкости и упругими деформациями трубопроводов, не учитывается. Математическая модель гидропривода вертикального перемещения подбивочного блока:

dy

— = V dt

;tDJ

dt =~fv>«-Qb-roP„-Q,]

(p.p-pJ^P.p-PfTO-P,-?,

dv= dt ~ m

dt e,

ik-l^v-Q,]

dt tx

где Qi,Q2- расходы через дросселирующие окна распределителя; + если р„ > р,рто Q, = krxjp„-plp; если рп <р|р то Q, = -ktxjplp-p„; если р„ = р1р то Qi = 0;

+ если р2р> Рсл TO Q, = к,.Х^р,?-р„ ; если р2р < рсл то Q, = -к,х7р„-р2р ; если рсл = Ргр то Q2 = 0.

+ Коэффициент объемных утечек насоса г(>"

._Q„№-n3)

[р.]

+ А|, А2 - площади, при процессе подъема л, = ^-1)-, при про-

цессе опускания А, = ^Ог,л, =

+ X - сигнал управления распределителем; если I < ^ то распределитель закрыт X = 0, если < I < то распределитель открывается х = если

I: < 1 $ Ь то распределитель открыт X = 1, если 13 < I < 14 то Х = ес-

ли t > t4 то распределитель закрыт X = 0.

+ Сила сопротивления Р, =-

d,sf

S,ld,s_; " s;

где V - скорость поршня гидроцилиндра, м/с; у - перемещение поршня гидроцилиндра; О, с! - диаметр поршня и штока гидроцилиндра, м; 1к, 1ф, Гф -ширина и коэффициент трения соответственно уплотнительного и фторопластового колец; т - приведенная масса подвижных частей, кг; е„, еь е2 - податливости соответствующих участков гидравлических линий; V,"- номинальный ра-

бочий объем насоса, м3; (о„ - номинальная частота вращения привода насоса, об/с; 1Ь di, 12> d2 - длина и диаметр рукава РВД линии соответственно поршня и штока; А, - коэффициент сопротивления; - коэффициент потерь на местные сопротивления ioro участка трубопровода; р, - плотность рабочей жидкости; Р„,, - усилие заглубления, 11; kt- - коэффициент расхода дросселирующего распределителя; рп - давление в напорной магистрали, Па; р]р - давление в напорной линии гидроцилиндра, Па; р-'р- давление в сливной линии гидроцилиндра, Па; рсл - давление в баке, Па.

Результаты решения системы дифференциальных уравнений методом Рунге-Кутга в среде MATLAB приведены на рисунках 5 и 6: р (Мпа) р (Мпа)

3 2.8 2.6 2.4 2.2 2

1(c)

О 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0,7

а)

1.8 1.75 1.7 1.65 16

t(c)

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 б)

"О 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 " 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 07 В) Г)

Рис. 5 Расчетные результаты в зависимости от температуры рабочей жидкости

при процессе подъема подбивочного блока а - давление со стороны поршневой полости; б - со стороны штоковой полости; в - скорость поршня гидроцилиндра; г - перемещение поршня гидроцилиндра

1- температура I = 90°С; 2-Х = 20°С.

Р (Па) 2х 107

V (м/с) и у (м)

3

!.5

0.5

0,

((с)

Рис. 6 Зависимости давления, скорости и перемещения поршня от температуры рабочей жидкости при процессе опускания 1- температура 90°С; 2 - 1=60°С; 3 - г = 20°С.

Анализ полученных результатов на рис. 5 и 6 показывает, что температура рабочей жидкости оказывает существенное влияние на давление, скорость поршня гидроцилиндра и перемещение подбивочного блока в процессе работы. При повышении температуры рабочей жидкости, среднее значение давления в напорной линии, скорость движения поршня и перемещения подбивочного блока уменьшаются, при времени 0,3 секунды давление уменьшается до 3,7%; скорость - до 5,17%; перемещение - до 13,95%.

Как показал анализ, проведенный в диссертации, климатические условия Вьетнама влияют на работоспособность гидропривода путевых машин опосредовано через температуру рабочей жидкости. Известно, с повышением температуры рабочей жидкости существенно возрастают потери энергии вследствие увеличения утечек жидкости в элементах гидропривода. Поэтому, для повышения производительности путевых машин при эксплуатации в условиях температур Вьетнама требуется дополнительное охлаждение и поддержание температурного режима гидросистемы.

Все потери мощности в гидроприводе, на трение й гидрооборудовании, деформацию рабочей жидкости в трубопроводах и агрегатах, дросселирование жидкости в зазорах и специальных дросселях, в конечном итоге превращаются в тепло, которое идет на нагревание рабочей жидкости и оборудования, а также

за счет конвективного теплообмена рассеивается в окружающую среду. По уравнению теплового баланса, тепловое состояние гидропривода в любой момент времени после пуска машины можно представить в виде:

<2Л = £к,Р, ЛТЛ+ т, йТ = (Ст+С,т,)<П>кРЛ(Т-Т.)

Расчетная площадь поверхности гидробака связана с объемом масла в гидробаке следующей зависимостью: Р = 0,065\[\^. Коэффициент теплопередачи

1

от гидробака к воздуху определяется по формуле: к =

I 5 I

. + ..-+ —

а, /I а2

. При отсутст-

вии разгрузки насоса и слиза всей жидкости через предохранительный клапан количество выделяемого тепла определяется по формуле:

д = 3600]\-1 = 5,85^

при работе насоса на потребителя количество выделяе-

мого тепла подсчнтывается по формуле: д = Результаты решения

дифференциального уравнения методом Рунге-Кутта в среде \1ATLAB приведены на рисунках 7 и 8:

Т("С)

Т(°С)

1000 2000 3000 4000 5000

Рис. 7 Температера рабочей жидкости в

зависимости от окружающей среды 1 - температура окружающей среды 20°С; 2 -1 = 37°С; 3 - Г = 42,8°С: 4 -1 = 50°С

Рис. 8 Температура рабочей жидкости в зависимости от вида конвекции 1 - свободная конвекция; 2 - вынужденная конвекция

Анализ полученных результатов на рис. 7 и 8 показывает, что при температуре окружающего воздуха 20сС нет необходимости дополнительного охлаж-

дения рабочей жидкости. В этом режиме температура рабочей жидкости поддерживается постоянной 60°С. При температуре выше 20°С охлаждение рабочей жидкости принудительно обеспечивает требуемый температурный режим гидропривода. В работе приведена методика и выполнен расчет маслоохладителя, который необходимо устанавливать на машины типа ВПР, которые поставляются во Вьетнам.

В четвертой главе рассматриваются методы испытаний и диагностики гидроприводов машин типа ВПР. Экспериментальные исследования проводились с целью оценки технического состояния гидронасосов и гидромоторов. Для оценки реального состояния гидропривода подбоек были установлены расходомеры и датчики давления в точках, как это показано на рисунке 9. Для ускорения процесса испытаний гидропривода эксцентрикового вала подбивочного блока машин типа ВПР, снятия и обработки результатов эксперимента необходимо применение методов обработки экспериментальных исследований с использованием компьютеров. С этой целью был разработан программно-технический комплекс, включающий в себя тензометрические датчики давления, пропорционально преобразующие величину изменения избыточного давления рабочей жидкости в электрическое напряжение, электронную микропроцессорную систему и персональный компьютер. В результате всех экспериментов было зафиксировано 4 режима нагружения с длительностью записи по 12 сек. каждый.

Н - насос привода эксцентрикового вала; М - гидромотор привода эксцентрикового вала; ГТ - гидротестер; ДД - датчики давления; ИьИгДз.СЬ.СЬСЬ -расходомеры турбинного типа и расходы жидкости соответственно; РьР2>Рз -давления в точках 1,2,3 соответственно; (5кп- объемные потери в блоке клапанов

Рис. 9 Гидросхема привода эксцентриковых валов шпа-лоподбивочного механизма

Анализ записей процессов изменения давления и расхода рабочей жидкости в контрольных точках гидросистемы в эксперименте показывает, что эти процессы носят ярко выраженный стационарно-эргодический характер. С другой стороны, их динамический характер предполагает необходимость применения методов математической статистики. Для обработки такого рода процессов удобно применять метод корреляционно-спектрального анализа, позволяющий оценить математическое ожидание, дисперсию, среднеквадратичное отклонение, коэффициент вариации и спектральную плотность рассматриваемого процесса. Результаты расчета показаны на рисунках 10-12:

Рис.10 Зависимость расхода и давления от режимов нагружения 1 - напор насоса; 2 - вход в мотор; 3 - слив мотора

Др (Мпа) Др (Мпа)

Рис.11 Зависимость коэффициента Рис.12 Зависимость объёмных потерь подачи насоса от перепада давления насоса от перепада давления

Для нахождения К1Щ гидросистемы и гидромотора используется расчет, основанный на спектральном анализе экспериментальных данных. Анализ полученных спектров давления показывает, что основная дисперсия колебаний сосредото-

чена на двух частотах, а именно в области 30-К37 Гц в зависимости от режима нагружения, и в области 15 Гц. Первая из описанных областей частот 30+37 Гц, может быть связана с частотой колебаний подбоек (частота вращения эксцентрикового вала)-, а вторая 15 Гц, с дисбалансом маховиков на эксцентриковом вале и собственной частотой гидропривода данного вала. Исходя из полученных расходов на входе в гидромотор и спектров давления, можно определить объемный КПД гидромотора. Сравнительный анализ полученных результатов и требований к объемному КПД гидропривода вращения эксцентрикового вала позволяет говорить, что данная машина может эксплуатироваться на рыхлом щебеночном балласте. Для эффективной же работы на слежавшемся, уплотненном щебне необходимо произвести замену гидромотора привода эксцентрикового вала.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Установлено, что климатические условия Вьетнама отрицательно влияют на параметры и характеристики гидропривода машин. При температуре рабочей жидкости равной 90°С, скорость вращения эксцентрикового вала машин типа ВПР снижается до 35,5%.

2. Разработана математическая модель расчета выходной характеристики гидропривода, которая реализована в электронных таблицах EXCEL, что позволяет существенно сократить трудоемкость и время расчета.

3. Разработана и реализована математическая модель для расчета динамических параметров гидропривода эксцентрикового вала. Выполнено исследование влияния момента сопротивления движению, температуры рабочей жидкости на динамические характеристики гидропривода.

4. Разработана обобщенная математическая модель гидропривода вертикального перемещения подбивочного блока машин типа ВПР, которая позволяет определить давление в напорной и сливной линии, скорость и перемещение поршня гидроцилиндра в зависимости от температуры рабочей жидкости и площади дроссельных отверстий.

5. Для повышения эффективности работы машин типа ВПР рекомендуется устанавливать на поставляемые во Вьетнам машины маслоохладители с рассчитанными в работе параметрами НРА 42, а в качестве рабочей жидкости применять масло CS-46 (МГ-ЗОу).

6. Полученные результаты исследования показывают, что разработанная математическая модель и методика ее анализа дают возможность адекватно оценивать эффективность статических и динамических параметров привода, принятых на основании расчета выходных характеристик привода и определять целесообразность и возможность их корректировки.

7. Экспериментальные исследования оценки технического состояния гидронасосов и гидромоторов гидропривода эксцентрикового вала показали, что данная машина имеют существенный износ элементов гидропривода и при роботе в климатических условиях Вьетнама может эксплуатироваться на рыхлом щебеночном балласте.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1.В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Особенности климата Вьетнама и его влияние на гидрообъёмный привод. Вестник МИИТа - Выпуск 18 - М.: МНИТ, 2008 г. - с. 40 - 43.

2. Нгуен Динь Ты. Динамические модели гидравлического привода с закрытой циркуляцией рабочей жидкости в условиях температуры Вьетнама. Вестник МИИТа - Выпуск 18 - М.: МИИТ, 2008 г. - с. 44 - 48.

3. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Расчет параметров гидравлического привода в зависимости от температуры. Вестник МИИТа - Выпуск 19 - М.: МИИТ, 2008 г. - с. 42 - 50.

4. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Математическая модель выбора рабочей жидкости для минимизации затрат мощности гидропривода. Подъемно -транспортное дело, 5.2008 г. - с. 2 - 4.

5. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Влияние природно-климатических условий на надежность путевых машин во Вьетнаме. Труды 9-й научно-

практической конференции «Безопасность движения поездов». Москва, 30-31 октября 2008 г. - с. Х-9.

6. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Построение динамических моделей гидропривода в зависимости от температуры окружающей среды (на Вьетнамском языке). Вестник Транспорта и Коммуникации - Ханой 11.2008 г. - с. 32-35.

7. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Использование МАТЬАВ -81МиЬГМК для расчета параметров гидравлического привода с открытой циркуляцией рабочей жидкости (на Вьетнамском языке). Вестник Науки транспорта и Коммуникации - Ханой 11.2008 г. - с. 7 -12.

8. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Динамические модели клапана давления при работе гидропривода в условиях температуры Вьетнама. Вестник МИИТа - Выпуск 20 - М.: МНИТ, 2009 г. - с. 39 - 43.

Нгуен Динь Ты

ОБОСНОВАНИЕ РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДА МАШИН ТИПА ВПР С УЧЕТОМ УСЛОВИЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ ВО ВЬЕТНАМЕ

Специальность: 05.02.02 -Машиноведение, системы приводов и детали машин

Подписанок печати 18.01.2010 Формат60х84 1/16 Объем 1,5 п.л. Заказ № __Тираж 80 экз.

Печать офсетная. _• Бумага для множительного аппарата

Типография МИИТ, 127994, Москва, ул. Образцова, дом 9, строение 9

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ГИДРОПРИВОДА МАШИН ТИПА ВПР.

1.1. Вьетнамская сеть железных дорог и её стратегия развития.

1.2. Конструкции и особенности работы гидроприводов машин типа ВПР.

1.2.1. Схемно-конструкторские гидросистемы подбивочного блока.

1.2.2. Схемно-конструкторские гидросистемы подъемно-рихтовочного устройства (ПРУ).

1.2.3. Схемно-конструкторские гидросистемы тормозов и выключения рессор.

1.2.4. Схемно-конструкторские гидросистемы передвижения.

1.2.5. Схемно-конструкторские гидросистемы уплотнителей торцов шпал.

1.3. Технические требования к гидрообъёмному приводу машин эксплуатирующихся во Вьетнаме.

1.4. Параметры, влияющие на эффективную работу гидравлического привода.

1.4.1. Особенности климата Вьетнама.

1.4.2. Особенности эксплуатации гидропривода в условиях Вьетнама.

1.4.3. Влияние температуры на эксплуатационные качества и параметры гидропривода.

1.4.4. Анализ теплового режима гидропривода, работающего в условиях жаркого климата Вьетнама.

Выводы.

ГЛАВА 2. МОДЕЛИРОВАНИЕ СТАТИЧЕСКИХ И ДИНАМИЧЕСКИХ

ПАРАМЕТРОВ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРИВОДА МАШИН ТИПА ВПР.

2.1 .Постановка задачи моделирования приводов подбивочного блока машин типа ВПР.

2.2. Методика расчета основных параметров гидравлического привода.

2.2.1. Методика расчета параметров гидравлического привода с гидроцилиндром.

2.2.2. Методика расчета параметров гидравлического привода с гидромотором.

2.2.3. Методика расчета выходных параметров гидравлического привода.

2.3. Динамические модели гидравлического привода с гидромотором.

2.3.1. Математическая модель гидравлического привода с открытой циркуляцией рабочей жидкости.

2.3.2. Математическая модель дизель-гидравлического привода с закрытой циркуляцией рабочей жидкости.

2.4. Математическая модель гидравлического привода с гидроцилиндром

2.5.Методики расчета динамических параметров гидрообъемных приводов путевых машин типа ВПР с учетом температурных условий эксплуатации во Вьетнаме.

2.5.1. Методика расчета динамических параметров гидравлических приводов с открытой циркуляцией рабочей жидкости.

2.5.2. Методика расчета динамических параметров дизель-гидравлических приводов с закрытой циркуляцией рабочей жидкости.

2.5.3. Методика расчета динамических параметров гидравлических приводов с гидроцилиндром.

2.6. Математическая модель гидравлического привода с дроссельным регулированием.

Выводы.

ГЛАВА 3. РАСЧЕТ И АНАЛИЗ СТАТИЧЕСКИХ И ДИНАМИЧЕСКИХ

ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДА МАШИН ТИПА ВПР (Например, гидросистемы подбивочных блоков).

3.1. Расчет статических и динамических параметров гидропривода эксцентрикового вала.

3.1.1. Расчет времени рабочего цикла подбивочного блока машины.

3.1.2. Расчет момента сопротивления вращению эксцентрикового вала.

3.1.3. Расчет момента инерции эксцентрикового вала.

3.1.4. Расчет статических параметров гидропривода эксцентрикового вала.

3.1.5. Расчет динамических параметров гидропривода эксцентрикового вала.

3.2. Расчет статических и динамических параметров гидропривода вертикального перемещения подбивочного блока.

3.2.1. Приведенная масса подвижных частей.

3.2.2. Расчет динамических параметров гидропривода при процессе подъема и опускания.

3.3. Рекомендации по эксплуатации гидропривода в условиях температур

Вьетнама (пример в гидроприводе эксцентрикового вала).

Выводы.

ГЛАВА 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ГИДРОПРИВОДА МАШИН ТИПА ВПР.

4.1. Методы диагностирования гидроприводов.

4.2. Испытание и диагностика гидроцилиндров.

4.3.Испытание и диагностика гидронасосов и гидромоторов.

4.4. Диагностирование гидроприводов без снятия агрегатов с машины.

4.5. Оценка технического состояния гидронасосов и гидромоторов машин типа ВПР на базе результатов эксперимента.

Выводы.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.

Актуальность работы. По плану экономического и социального развития до 2020 года, Вьетнамский железнодорожный транспорт предусматривает решение ряда важнейших задач, связанных с обновлением технических средств железных дорог, повышением эффективности работы отрасли на основе внедрения новых технологий. Это резкое увеличение объемов грузовых и пассажирских перевозок, модернизация существующей железнодорожной сети, а так же построение новой двухпутной железной дороги Север - Юг и железнодорожной системы в больших городах (очередная задача в Ханое и Хошимине), закончится объединением Вьетнамской железнодорожной сети с Конмином (Китай) и Камбоджей. Эти проблемы могут быть решены путем закупок новых путевых машин улучшенного качества, что позволит повысить устойчивость железнодорожного полотна. Надежность железнодорожного пути зависит от стабильности балластной призмы, обеспечивающей вертикальную и горизонтальную устойчивость рельсошпальной решетки при воздействии на неё поездной нагрузки и равномерное распределение давления от шпал на основную площадку земляного полотна. Балластная призма должна иметь достаточно большую равную упругость вдоль и поперек пути и обеспечивать наименьшую неравномерность остаточных деформаций при эксплуатации железнодорожного пути. В процессе эксплуатации железнодорожного пути балластная призма теряет свои первоначальные свойства, увеличиваются остаточные деформации пути, что ведет к повышенному износу и содержанию пути, подвижного состава и возрастанию эксплуатационных расходов железнодорожного транспорта.

Для выполнения больших объёмов работ по ремонту, реконструкции и созданию новых железных дорог и, как следствие, определяет необходимость использования высокопроизводительной путевой техники, в том числе машин типа ВПР. Машина предназначена для выправки пути в продольном профиле, по уровню и в плане, уплотнения балласта под шпалами и с торцов шпал, для работы на верхнем строении пути с типом рельсов до Р75 включительно, с деревянными и железобетонными шпалами, на всех видах балласта.

Гидросистема на машине служит для приведения в действие рабочих органов, обеспечения рабочего передвижения и выполнения вспомогательных операций. Работа гидропривода рабочего органа сопровождается ударными нагрузками и колебательными процессами, связанными как с возникновением значительных колебаний давления и расхода рабочей жидкости, так и со следствием технического несовершенства схемно-конструкторского решения гидропривода. Колебательные процессы отрицательно влияют на ресурс гидропривода, снижают коэффициент использования установочной мощности привода и производительность, уменьшают надёжность, увеличивают энергоёмкость привода и машины в целом. Негативное влияние на работоспособность гидрообъемного привода оказывают климатические условия Вьетнама (высокая температура и влажность). Поэтому при проектировании, эксплуатации гидроприводов одной из важных задач является выбор параметров гидропривода, позволяющих устранить динамические нагрузки и снизить негативное влияние климатических условий Вьетнама. В связи с этим вопрос обоснования статических и динамических параметров гидрообъемного привода рабочих органов путевых машин применительно к условиям эксплуатации во Вьетнаме является актуальным и требует своего решения.

Цель работы. Повышение эффективности эксплуатации объемного гидравлического привода в условиях работы во Вьетнаме на основе анализа режимов нагружения и выбора рациональных статических и динамических параметров привода подбивочного блока машин типа ВПР.

Методы исследований. Математическое моделирование технических систем, теория колебаний и математической статистики, численные методы решения дифференциальных уравнений, натурный эксперимент в условиях ремонта железнодорожного пути.

Научная новизна разработаны технические требования к гидроприводам путевых машин с учетом условий эксплуатации во Вьетнаме; разработаны подходы к построению математических моделей гидроприводов машин типа ВПР:

- вращения эксцентрикового вала вибрации подбоек;

- подъема и опускания подбивочного блока, позволяющие анализировать процессы изменения силовых и скоростных параметров приводов при изменении условий эксплуатации во Вьетнаме; обоснована структура и определены рациональные параметры гидропривода подбивочного блока для климатических условий Вьетнама. обоснована система диагностики гидроприводов подбивочного блока машин типа ВПР применительно к техническим возможностям Вьетнамских железных дорог; разработана система и методика оценки технического состояния гидропривода вращения эксцентрикового вала подбивочного блока машин типа ВПР.

Практическая ценность. Разработанные в диссертации методики и программное обеспечение позволяют выбирать структуру и рассчитывать статические и динамические параметры гидрообъёмного привода рабочих органов при проектировании и эксплуатации путевых машин для условий эксплуатации во Вьетнаме.

Реализация работы. Результаты диссертационной работы используются в научно-исследовательских работах кафедры «Строительные машины» и учебном процессе Ханойского Института Транспорта и Коммуникации (ХИИТа) при изучении дисциплины «Гидропривод строительных и путевых машин».

Апробация работы и публикации. Результаты работы по теме диссертации докладывались на девятой научно-практической конференции «Безопасность движения поездов», г. Москва, 30-31 октября 2008 года; на семнадцатой научно-технологической конференции ХИИТа, ноябрь 2008 года; на десятой научно-технической конференции Вьетнамской научно-технической ассоциации в РФ, г. Москва, ноябрь 2008 года.

Основное содержание работы опубликовано в 8 научных работах, в том числе 1 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ для публикации основных результатов кандидатских и докторских диссертаций.

Объём и структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка литературы и приложений. Общий объем диссертации составляет 170 страниц машинописного текста, включая 11 таблиц, 58 рисунков, списка литературы из 85 наименований, приложение на 11 страницах.

Результаты исследования изложены в следующих печатных работах:

1. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Особенности климата Вьетнама и его влияние на гидрообъёмный привод. Вестник МИИТа - Выпуск 18 - М.: МИИТ, 2008 г. - с. 40 - 43.

2. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Динамические модели гидравлического привода с закрытой циркуляцией рабочей жидкости в условиях температуры Вьетнама. Вестник МИИТа - Выпуск 18 - М.: МИИТ, 2008 г. - с. 44 -48.

3. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Расчет параметров гидравлического привода в зависимости от температуры. Вестник МИИТа - Выпуск 19 - М.: МИИТ, 2008 г. - с. 42 - 50.

4. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Влияние природно-климатических условий на надежность путевых машин во Вьетнаме. Труды 9-й научно-практической конференции. Москва, 30-31 октябрь 2008 г. - с. X - 9.

5. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Математическая модель выбора рабочей жидкости для минимизации затрат мощности гидропривода. Подъемно - транспортное дело, 5.2008 г. - с. 2 - 4.

6. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Построение динамических моделей гидропривода в зависимости от температуры окружающей среды (на Вьетнамском языке). Вестник Транспорта и Коммуникации - Ханой 11.2008 г. - с. 32-35.

7. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Использование MATLAB -SIMULINK для расчета параметров гидравлического привода с открытой циркуляцией рабочей жидкости (на Вьетнамском языке). Вестник Науки транспорта и Коммуникации - Ханой 11.2008 г. - с. 7 - 12.

8. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Динамические модели клапана давления при работе гидропривода в условиях температуры Вьетнама. Вестник МИИТа - Выпуск 20 - М.: МИИТ, 2009 г. - с. 39 - 43.

1. Абрамов Е.И., Колесниченко К.А., Маслов В.Т. Элементы гидропривода. Издательство, 2-ое, Техника 1977 320 с.

2. Алексеев Е.Р., Чеснокова О.В. MATLAB 7. Издательство НТ Пресс 2006 -451 с.

3. Алексеева Т.В. Гидропривод и гидроавтоматика землеройно-транспортных машин. М.: Машиностроение 1966 145 с.

4. Алексеева Т.В. Избранные статьи Т. В. Алексеевой по гидроприводу и краткая история кафедры "ПТТМ и гидропривод". Сост. П.С. Галдин Омск: Изд-во СИБАДИ 1998 - 136 с.

5. Альтшуль А.Д. Гидравлические сопротивления. М.: Недра 1970 216 с.

6. Анохин В.В. Модели динамических систем: технологии построения в MATLAB. Математика в приложениях, 2003 N^4 - 54-59 с.

7. Атаманюк В.А. и др Путевые машины для выправки железнодорожного пути, уплотнения и стабилизации балластного слоя. Технологические системы. М.: ГОУ "Учебно методический центр по образованию на железнодорожном транспорте" 2008 - 285 с.

8. Бажин И.И., Беренгард Ю.Г., Гайцгори М.М, Ермаков С.А., Клапцова Т.С., Кудинов А.В., Чкалов В.В. Автоматизированное проектирование машиностроительного гидропривода. М.: Машиностроение 1988 312 с.

9. Башта Т.М, Руднев С.С., Некрасов Б.Б. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы. М.: Машиностроение 1982 423 с.

10. Башта Т.М, Зайченко И.З., Ермаков В.В. Объемные гидравлические приводы. М.: Машиностроение 1969 628 с.

11. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. М.: Машиностроение 1974 606 с.

12. Башта, Т.М. Машиностроительная гидравлика. М: Машиностроение 1971 672 с.

13. Башта, Т.М. и др. Техническая диагностика гидравлических приводов. М.: Машиностроение 1989 264 с.

14. Буренин В.В. Шестеренные насосы для объемного гидропривода. Привод и управление 2001, № 1, с. 18-21.

15. Вайскранц В.М. Повышение эффективности использования машин для земляных работ в условиях жаркого климата. М.: Стройиздат 1983 84 с.

16. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. М.: Машиностроение 1983 301 с.

17. Грабовский A.M., Бородин М.В. Гидравлические потери на начальных участках трубопроводов гидросистем пневмоколесных кранов. Строительные и дорожные машины 1972, №10, с.36-38.

18. Дубровин В.А. Статодинамические параметры гидрообъёмного привода выгребного устройства путевых щебнеочистительных машин нового поколения. Дис. канд. техн. наук Моска 2004 - 150 с.

19. Дуккипати Р.В., Гарг В.К. Динамика подвижного состава. М.: Транспорт 1988 391 с.

20. Иванов М.Е., Матвеев И.Б., Искович Р.Д., Лотоцкий В.А., Пишенин И.В. Гидропривод сваепогружающих и грунтоуплотняющих машин. М.: Машиностроение 1977 174 с.

21. Иванов Г.М., Ермаков С.А., Коробочкин Б.Л., Пасынков P.M. Проектирование гидравлических систем машин. М.: Машиностроение 1992 224 с.- 22. Иглин С.П. Математические расчеты на базе MATLAB. Издательство БХВ Петербург 2005 - 634 с.

22. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Пушкин А.И. Выправочно-подбивочная машина автомат ПМА-1 "АРИАДНА". М.: МИИТ 2007 175 с.

23. Ковальский В.Ф. Системный анализ и синтез статических и динамических параметров гидрообъемного привода скребковой цепи щебнеочистительных машин. Дис. . д-ра техн. наук: 05.02.02, Москва 2005 240 с.

24. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Майоров Ю.П. Технические требования к гидроприводам путевых машин. Ж.-д. Транспорт. Сер. "Путь и путевое хозейство" ЭИ/ЦНИИТЭИ 2002, Вып. 2-3, с. 19-27.

25. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Пушкин А.И. Выправочно-подбивочная машина-автомат ПМА-1 "АРИАДНА". М.: МИИТ, 2007 176 с.

26. Ковальский В.Ф., Корнилов А.А., Горбатова К.А. Решение на ПЭВМ управлений динамики механических систем. М.: МИИТ 1999 46 с.

27. Ковальский В.Ф., Нгуен Динь Ты. Особенности климата Вьетнама и его влияние на гидрообъёмный привод. Вестник МИИТа Выпуск 18 - М.: МИИТ 2008, с.40-43.

28. Ковальский В.Ф., Нгуен Динь Ты. Динамические модели гидравлического привода с закрытой циркуляцией рабочей жидкости в условиях температуры Вьетнама. Вестник МИИТа Выпуск 18 - М.: МИИТ 2008, с.44 -48.

29. Ковальский В.Ф., Нгуен Динь Ты. Расчет параметров гидравлического привода в зависимости от температуры. Вестник МИИТа Выпуск 19 - М.: МИИТ 2008, с.42 - 50.

30. Ковальский В.Ф., Нгуен Динь Ты. Влияние природно-климатических условий на надежность путевых машин во Вьетнаме. Труды 9-й научно-практической конференции. Москва, 30-31 октября 2008, с.Х-9.

31. Ковальский В.Ф., Нгуен Динь Ты. Математическая модель выбора рабочей жидкости для минимизации затрат мощности гидропривода. Подъемно транспортное дело 5/2008, с.2 - 4.

32. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Построение динамических моделей гидропривода в зависимости от температуры окружающей среды (на Вьетнамском языке). Вестник Транспорта и Коммуникации Ханой 11.2008 г. - с. 32-35.

33. В.Ф. Ковальский, Нгуен Динь Ты. Использование MATLAB SIMULINK для расчета параметров гидравлического привода с открытой циркуляцией рабочей жидкости (на Вьетнамском языке). Вестник Науки транспорта и Коммуникации - Ханой 11.2008 г. - с. 7 - 12.

34. Кондратьева Л.Ю. Обоснование выбора параметров и конструктивной схемы гидропривода стрелы на основе анализа эксплуатационных требований к устойчивости экскаватора. Дис. канд. техн. наук - Ковров 2003 -155 с.

35. Кондаков Л.А., Никитин Г.А., Прокофьев В.Н., Скрицкий В.Я., Сосонкин В.Л. Машиностроительный гидропривод. М.: Машиностроение 1978 495 с.

36. Кондаков Л.А., Голубев А.И., Овандер В.Б. и др. Уплотнения и уплотни-тельная техника. М.: Машиностроение, 1986 464 с.

37. Крагельский И.В. Трение и износ. М.: Машиностроение 1968 480 с.

38. Крамский В.Ф., Самойлова М.И., Тархов А.И. Объемный регулируемый гидропривод мобильных машин. Изд-во ТюмГНТУ 1998 128 с.

39. Зайчеко И.З. Машиностроительная гидравлика 1963 697 с.

40. Засыпкин Д.Ю. Математическая модель коэффициента подачи объемных гидромашин. Вестник машиностроения 2001, №2, с.24-26.

41. Лозовский В.Н. Надежность гидравлических агрегатов. М.: Машиностроение 1974 320 с.

42. Майоров Ю.П. Расчет параметров переходных процессов гидравлических приводов с объёмным регулированием скорости. М.: МИИТ 2005- 60с.

43. Майоров Ю.П. и др. Расчет параметров переходных процессов гидравлических приводов с дроссельными системами регулирования. М.: МИИТ 2004 34 с.

44. Малиновский Е.Ю. и др. Расчет и проектирование строительных и дорожных машин на ЭВМ. М.: Машиностроение 1980 216 с.

45. Министерство путей сообщения РФ. Машина выправочно-подбивочно-рихтовочная ВПР-02. М.: Транспорта 1995 415 с.

46. Осипов А.Ф. Объемные гидравлические машины. Основы теории и расчет гидродинамических и тепловых процессов. М.: Машиностроение 1966 169с.

47. Парышев В.И. Повышение надежности и долговечности гидросистем тракторов и дорожно-строительных машин в эксплуатации. Челябинск. Южно-Уральское книжное изд 1973,.

48. Парышев В.И. Пути повышения надежности гидросистем тракторов. М: ЦНИИ ТЭ тракторсельхозмаш 1984 - 48 с.

49. Петров В.А. Гидрообъемные трансмиссии самоходных машин. М.: Машиностроение 1988 248 с.

50. Попов Д.Н. Динамика и регулирование гидро и пневмосистем. М.: Машиностроение 1987 464 с.

51. Прокофьев В.Н., Кондаков Л.А., Никитин В.Н. Машино-строительный гидропривод. М.: Машиностроение 1978 495 с.

52. Рабинович Е.З. Гидравлика. Государственное издательство физико-математической литературы 1961 408 с.

53. Русецкая Г.В Гидравлические сопротивления. Новгород. Изд-во ВГАВТ 1999 - 122 с.

54. Савин И.Ф. Гидравлический привод строительных машин. М.: Стройиз-дат 1974-240 с.

55. Соломонов С.А., Попович М.В., Бугаенко В.М. и др. Путевые машины. Учебник для вузов ж.-д. Транспорта. М.: Желдориздат 2000 756 с.

56. Сырейщиков Ю.П., Дмитриев Е.С., Лукин Е.А., Селищев А.К. Новые путевые машины. М.: Транспорт 1984 317 с.

57. Тинь Н.В. Совершенствование технической эксплуатации гидроприводов строительных и дорожных машин, используемых в условиях жаркого климата. Автореферат канд. Дисс. Харьков, 1991 - 16 с.

58. Хаймович Е.М. Гидроприводы и гидроавтоматика станков. М.: Машиностроение 1959 555 с.

59. Холин К.М., Никитин О.Ф. Основы гидравлики и объёмные гидроприводы. М.: Машиностроение, 1989 264 с.

60. Хохлова В.А. Гидравлические и пневматические силовые системы управления. Издательство иностранной литературы 1962 614 с.

61. Хремов Н.В. Влияние объемного КПД насоса на производительность экскаваторов. Строительные и дорожные машины 1986. № 1 - с. 11-12.

62. Юшкин В.В. Основы расчета объемного привода М: Выш. шк., 1982. -93 с.67. www.hydrapac.com Теплообменники для гидросистем мобильных машин и промышленного оборудования.

63. K.D.Park. Flow forces in spool valves Hydraulics and pneumatics Journal. July 1977.

64. Anon Hydraulic fluid: Making the choice - Engineering material and design, Vol 32, № 8, Aug 1988, 37-38 c.

65. Keith P. Hodges B. Hydraulic Fluids Arnold, London, Great Britain, 1996.

66. H. Exner, R. Freitag, U. Ostendoff- Basic principles and compos-nent of fluid technology Mannesmann Rexroth AG, 1991, 47-53 c.

67. Miles o. Dustin. Predicting on the job performance of hydraulic system Hydraulics and pneumatics Journal. Ohio state 1963.

68. Pham Ngoc Toan, Phan Tat Dac. Khi hau Viet Nam. Nha xuat ban Khoa hoc Ky thuat, HaNoi 1993.

69. Nguyen Van Thinh. Nghien cuu anh huong cua moi truong khi hau nhiet doi toi cac thong so со ban cua he thong truyen dong thuy tinh tren cac may xay dung va xep do. Luan an tien si 2001 148 c.

70. Nguyen Phung Quang. Matlab&Simulink danh cho ky su dieu khien tu dong. Nha xuat ban khoa hoc va ky thuat, Ha Noi 2006 481 c.

71. Nguyen Huu Tinh, Le Tan Hung, Pham Thi Ngoc Yen, Nguyen Thi Lan Huong. Co so Matlab&Ung dung. Nha xuat ban khoa hoc va Ky thuat, Ha Noi 1999- 233 c.

72. Nguyen Ngoc Phuong, Huynh Nguyen Hoang. He thong dieu khien bang thuy luc. Nha xuat ban giao due 2000 275 c.

73. Nguyen Xuan Khang. Nghien cuu danh gia chat luong hoat dong ky thuat cua he thong truyen dong thuy luc tren cac may xay dung va xep do trong dieu kien khai thac о Viet Nam. Дис. канд. техн. наук, На Noi 1994.

74. Nguyen Xuan Khang, Nguyen Van Thinh. Nhung ket qua nghien cuu buoc dau anh huong cua nhiet do moi truong den ap suat chat long cong tac he thong truyen dong thuy luc. Tap chi Khoa hoc Ky thuat, Vien Khoa hoc Cong nghe Giao thong Van tai, Ha Noi 1996.

75. Nguyen Xuan Khang, Nguyen Van Thinh. Giai phap nang cao hieu qua su dung may thi cong о nuoc ta. Tap chi hoat dong khoa hoc so 9/2001 c.26-27.

76. Nguyen Xuan Khang, Nguyen Van Thinh. Nhung bien phap giam ap luc dong trong he thong truyen dong thuy luc tren cac may xay dung. Tap chi giao thong van tai, Ha noi 5/2001 c.67-68.

77. Nguyen Xuan Khang, Nguyen Van Thinh. Gop phan nang cao hieu suat he lam mat chat long cong tac trong he thong truyen dong thuy luc tren cac may xay dung. Tap chi giao thong van tai, Ha noi 3/2001 c.64-65.

78. Tran Xuan Tuy. He thong dieu khien tu dong thuy luc. Nha xuat ban khoa hoc ky thuat, Ha Noi 2002 -216 c.

79. Ton Tich Ai. Phuong phap so. Nha xuat ban Dai hoc quoc gia Ha Noi 2001, 309 c.

80. Vu Thanh Binh, Nguyen Dang Diem. Truyen dong May xay dung va Xep do. Nha xuat ban Giao thong van tai, Ha Noi 1999 283 c.