close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Методы исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих гидравлических проводов с тепловыми и электрическими источниками энергии

код для вставкиСкачать
1
На правах рукописи
ОЗЕРСКИЙ Анатолий Иванович
МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ РЕЖИМОВ РАБОТЫ
РЕСУРСО- И ЭНЕРГОСБЕРЕГАЮЩИХ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ С ТЕПЛОВЫМИ И
ЭЛЕКТРИЧЕСКИМИ ИСТОЧНИКАМИ ЭНЕРГИИ
Специальность 05.02.02 «Машиноведение, системы приводов и детали машин»
АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание учёной степени
доктора технических наук
Новочеркасск 2018 г.
2
Работа выполнена в федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении
высшего образования «Южно- Российский государственный политехнический университет
(НПИ) имени М.И. Платова».
Научный консультант:
доктор технических наук, профессор Шошиашвили Михаил
Элгуджевич, заведующий кафедрой “ Мехатроника и гидропневмоавтоматика” электромеханического факультета
Южно- Российского государственного политехнического
университета (НПИ) имени М.И. Платова
Официальные оппоненты:
Сова Александр Николаевич, доктор технических наук,
профессор, академик Российской академии космонавтики,
ФГБОУ ВО «Московский автомобильно-дорожный государственный технический университет (МАДИ)», заведующий
кафедрой «Транспортные установки»,
Халатов Евгений Михайлович, доктор технических наук,
профессор, начальник расчётно-аналитического центра КБ
“Арматура” – филиала Федерального государственного унитарного предприятия «Государственный космический научно-производственный центр им. М.В. Хруничева»
Целищев Владимир Александрович, доктор технических
наук, профессор, заведующий кафедрой “Прикладная гидромеханика” Уфимского государственного авиационного технического университета
Ведущая предприятие:
федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего образования «Волгоградский государственный технический университет»
Защита состоится " " октября 2018 г. в 10 час. 00 мин. на заседании диссертационного
совета Д 212.058.06, созданного на базе федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего образования «Донской государственный технический университет», в аудитории 1/252 главного учебного корпуса по адресу: 344000, Ростовская обл., г. Ростов на Дону, пл. Гагарина, 1.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВО «Донской государственный технический университет» и на сайте http://www.donstate.ru.
Автореферат разослан " " июля 2018 г.
Отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписями, заверенными печатью, просим
направлять по адресу: 344000, Ростовская область, г. Ростов на Дону, пл. Гагарина, 1.
Ученый секретарь
диссертационного Совета Д 212.058.06,
дтн, профессор
А.Т. Рыбак
3
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность темы исследования. Тяжёлые условия эксплуатации гидравлических приводов (ГП) создают проблемы, связанные с обеспечением их долговечности и экономичности. Под тяжёлыми условиями эксплуатации здесь понимаются частые и значительные перегрузки, ударные нагрузки, длительная работа на
предельных нагрузочных режимах, (коэффициент динамичности нагрузок – свыше
60 МПа/с; коэффициент продолжительности работы под нагрузкой 35…100 %).
Под тяжёлыми условиями эксплуатации понимается также работа в условиях существенной запылённости, загазованности, влажности (суммарная массовая концентрация загрязняющих веществ 0,14…0,18 % и выше) и т.п. В указанных условиях работают ГП горных, нефтедобывающих, строительно-дорожных и сельскохозяйственных мобильных машин, а также мобильных военных машин в период
учений и боевых действий. Защита тепловых и электрических двигателей этих
машин от перегрузок с помощью ГП основана на дросселировании рабочей жидкости и частичном опорожнении гидравлических систем (ГС) привода. Это приводит
к потерям значительной части передаваемой приводом механической энергии, которая диссипируется, вызывая перегрев ГС привода, или уносится из ГС вместе с
рабочей жидкостью. При этом ГС приводов в первую очередь и в наибольшей степени подвергается воздействию перегрузок, а также ‒ влиянию вредных факторов
окружающей среды. Это приводит к быстрому износу ГП и выходу их из строя. По
данным зарубежной печати, из 100 аварийных ситуаций ГП машин, работающих в
тяжёлых условиях эксплуатации, 90 происходит в результате вредного воздействия окружающей среды на ГС приводов.
Для создания долговечных и экономичных ГП необходим анализ их технического состояния, в том числе в тяжёлых условиях эксплуатации. Существующие в
настоящее время методы оценки их технического состояния, основанные на расчётах с помощью ЭВМ, не учитывают сложность процессов совместной работы
тепловых и электрических двигателей с гидравлическими машинами приводов, а
также – их взаимодействие между собой, так как не рассматривают их как единые
тепло- и электрогидравлические системы. Это сужает области исследований динамических режимов работы ГП, снижает точность и достоверность расчётов, а
также – качество и адекватность построенных компьютерных моделей ГП реальным процессам и объектам. Эффективность исследований ГП в настоящее время
определяется уровнем использования современных компьютерных технологий,
позволяющих с высоким качеством выполнять моделирование исследуемых процессов, а также компьютерные эксперименты и виртуальные испытания. Для этого необходимы более совершенные обобщённые модели ГП, а именно, их технические, физические, математические и компьютерные модели, объединённые с
одноимёнными моделями тепловых и электрических источников энергии, а также
‒ с моделями потребителей энергии. Обобщённые модели ГП должны быть моделями единых тепло- или электрогидромеханических систем (ТЭГМС), удобных
для использования в системах автоматизированного проектирования (САПР) приводов, а также для исследований, направленных на совершенствование их кон-
4
струкций. Для этих исследований должны быть созданы современные компьютеризированные научно-исследовательские комплексы как технические модели ГП.
В связи с этим весьма актуальным является решение проблемы создания методов исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих
систем приводов с тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых
условиях эксплуатации с целью создания ГП, обладающих повышенными долговечностью и экономичностью.
Степень разработанности темы исследования. В разработку и создание ГП
внесли свой бесценный вклад отечественные учёные: В.Н. Прокофьев, А.И. Вощинин, Т.М. Башта, Б.Б. Некрасов, А.А. Ломакин, С.С. Руднев, Г.Ф. Проскура,
Б.А. Гавриленко, В.Ф. Казмиренко, Д.Я. Алексапольский, О.Н. Трифонов, С.А.
Ермаков, И.С. Шумилов, Д.Н. Попов, А.П. Кудрявцев, Н.С. Гамынин и многие
другие. Благодаря труду этих учёных ГП является высокоэффективным и перспективным силовым приводом, который применяется совместно с тепловыми и
электрическими источниками энергии на современных горно- и нефтедобывающих, строительных, дорожных, сельскохозяйственных мобильных машинах, а
также на военной технике практически повсеместно. Большинство из них работает в тяжёлых эксплуатационных условиях.
Анализ перспективных направлений совершенствования ГП, работающих в
тяжёлых условиях, показал, что для повышения долговечности их гидравлических
систем целесообразно применять к ним принцип ампулизации. Такой принцип
успешно применяют для авиационной техники, топливных систем ракет с ЖРД,
для холодильной, вакуумной техники и др. Принцип обеспечивает максимальную
изоляцию рабочих жидкостей и газов ГП от окружающей среды. При этом воздух
в воздушных полостях баков объёмного гидравлического привода (ОГП) и рабочих полостях гидродинамического привода (ГДП) заменяется на какой-либо
инертный газ, например, на азот или гелий. Ампулизация обеспечивается: предварительным насыщением указанным газом рабочей жидкости привода, осушкой
рабочих жидкостей и газов этих систем, их гидравлических и электрических машин и агрегатов, а также применением для них запаянных (сварных) гидравлических магистралей, ёмкостей и контейнеров. Это существенно увеличит сроки эксплуатации систем, их рабочих жидкостей и прокладочных материалов. Однако
для оценки целесообразности применения ампулизированных гидравлических систем (АГС) приводов необходимы исследования их технического состояния и
анализ их работоспособности в тяжёлых условиях эксплуатации.
Исследование перспективных направлений повышения экономичности ГП, работающих в тяжёлых условиях, показало, что применение для них принципа
дросселирования и принципов, основанных на опорожнении ГС приводов при регулировании и при перегрузках, приводит к значительным потерям энергии жидкости и неэкономичной работе привода в целом. Так, дроссельное регулирование
ОГП и применение дроссельного кольца (порога) для ГДП (гидромуфт) приводит
к диссипации значительной части механической энергии рабочей жидкости, которая переходит в тепло, вызывая перегрев ГС привода. Применение же при регулировании и перегрузках ГП принципов опорожнения рабочих объёмов и каналов
5
систем (опорожнение гидромуфт, опорожнение каналов гидравлических магистралей ОГП и т.п.) по существу является регулированием потерь передаваемой
приводом энергии и приводит к значительным безвозвратным потерям части передаваемой энергии, которая уносится вместе с рабочей жидкостью.
Исследования показывают, что в некоторых важных для практики случаях
проблемы энергосбережения ГП можно решить путём замены дроссельных элементов ГС обратимыми гидравлическими машинами (ОБРГМ). Последние могут
выполнять те же функции, что и дроссельные элементы, обеспечивая при этом
решение задач сбережения энергии привода при регулировании и перегрузках. С
помощью этих машин описанные выше и широко используемые в настоящее время принципы защиты и регулирования ГП, связанные с безвозвратными потерями
энергии, можно заменить энергосберегающим принципом использования дополнительных ОБРГМ. Однако для оценки эффективности применения этого принципа для ГП, работающих в тяжёлых условиях, необходимы исследования процессов, сопровождающих их работу и определяющих их техническое состояние и
экономичность как единых ТЭГМС.
Современный уровень знаний об особенностях динамических режимов работы
исследуемых здесь ТЭГМС, показывает, что процессы, сопровождающие их работу в тяжёлых эксплуатационных условиях на мобильных средствах, существенно
сложнее процессов, характерных для стационарных условий их эксплуатации.
Так, сложность процессов, сопровождающих динамические режимы совместной
работы ГП с тепловыми и электрическими двигателями, определяется особенностями эксплуатационных свойств последних как источников внешней энергии силового привода. Это, в основном, большие пусковые электрические токи и ударные пусковые вращающие моменты электрических двигателей (ЭД), а также значительные крутильные колебания валов поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС). Наряду с этим динамические режимы работы ГС приводов при перегрузках и регулировании сопровождаются сложными высокоскоростными гидродинамическими процессами заполнения и опорожнения рабочих полостей лопастных насосов и турбин, полостей гидромуфт, гидроцилиндров объёмных гидромашин, а также каналов гидравлических магистралей. Такие процессы характерны для работы гидросистем при перегрузках, при их заправке и запуске, при
открытии клапанов, при функционировании рабочих органов систем управления и
регулировании привода и т.п. Для этих процессов характерны разрывы сплошности потока, они сопровождаются выделением газов, растворённых в жидкости, а
также явлениями неполного гидроудара, Эти явления существенно влияют на
техническое состояние ГС, однако они мало изучены. Это объясняется их физической сложностью, трудностями их расчёта и моделирования, а также ограниченными возможностями наблюдения особенностей этих явлений и измерения их физических параметров.
В общем случае исследования процессов движения жидких сред с подвижными границами раздела сред типа: “жидкость ‒ газ” или “жидкость ‒ твёрдое тело”
(“жидкость ‒ поршень”) относятся к задачам гидромеханики с контактными разрывами сред. Однако область постановки и решения указанных задач гидромеха-
6
ники для гидросистем приводов ограничивается традиционно используемым в
гидравлике принципом Эйлера. Исследования показывают, что здесь наряду с
принципом Эйлера необходимо применять также и принцип Лагранжа, который в
физическом и математическом моделировании является более общим, так как
позволяет ставить и решать задачи гидромеханики с подвижными границами
сред. Его использование даст возможность развить фундаментальные положения
механики сплошных сред применительно к динамическим задачам ГС приводов с
подвижными границами жидких рабочих тел. Это существенно расширит области
исследования и решения задач гидромеханики ГП, повысит точность и достоверность расчётов, а также ‒ адекватность моделирования реальным процессам, сопровождающим работу ГП.
Положения, приведенные выше, раскрывают важность для науки и техники создаваемых методов исследований динамических режимов работы ГП в тяжёлых
эксплуатационных условиях с целью повышения их долговечности и экономичности. Это обосновывает актуальность диссертации, обусловливает правильность
выбранных направлений исследования, объясняет необходимость решения поставленных задач и определяет тему и цель диссертации.
Цель: разработать методы исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих гидравлических приводов с тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых условиях эксплуатации применительно к анализу эффективности предлагаемых технических решений, направленных на создание более долговечных и экономичных приводов.
Для выполнения указанной цели поставлены следующие задачи:
1. Выполнить анализ технологических и эксплуатационных особенностей, а
также особенностей функционирования ГП, работающих совместно с тепловыми и
электрическими источниками энергии в тяжёлых условиях эксплуатации. Разработать общие требования к эффективности ГП, а также – к методам исследования
динамических режимов их работы в указанных условиях. Сформулировать научную проблему, обосновать её актуальность и выполнить критический анализ известных её решений. Определить направления совершенствования существующих
и создания новых ГП, долговечно и экономично работающих в тяжёлых условиях
эксплуатации.
2. Разработать технические предложения и рекомендации, направленные на совершенствование ГП, работающих в тяжёлых условиях. Создать экспериментально-диагностические комплексы как технические модели более совершенных ГП,
на которых выполнить экспериментальные исследования с целью оценки их работоспособности и технического состояния на различных режимах работы.
3. Создать метод исследования и расчёта нестационарных процессов движения
несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах ГС приводов с
инжекторами, лопастными и объёмными гидравлическими машинами.
4. Разработать комплекс технических, физических, математических и компьютерных моделей указанных гидравлических машин, работающих в составе приводов с потребителями и источниками энергии, как обобщённых моделей единых
тепло- и электрогидромеханических систем.
7
5. На основе разработанных обобщённых моделей создать методы исследования
динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих гидравлических
приводов с дизельными и электрическими двигателями в тяжёлых условиях эксплуатации и применить их к анализу эффективности предлагаемых технических
решений с целью создания более долговечных и экономичных приводов.
Научная новизна диссертации заключается в том, что впервые:
– созданы элементы теории и разработан метод исследования и расчёта нестационарных процессов движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах гидравлических систем приводов со струйными аппаратами,
лопастными и объёмными гидравлическими машинами. Метод является развитием фундаментальных положений механики сплошных сред с подвижными границами применительно к исследованию нестационарных процессов, сопровождающих работу гидравлических систем приводов, особенно с поршневыми гидравлическими машинами, а также с – гидромуфтами при их заполнении и опорожнении
в процессе регулирования и перегрузок. Метод расширяет область исследования,
повышает точность и достоверность расчёта динамических режимов работы ГС
приводов;
– создан комплекс технических, физических, математических и компьютерных
моделей указанных гидравлических машин, входящих в состав ГП, а также комплекс компьютерных моделей дизельных и электрических двигателей как обобщённых моделей единых тепло- и электрогидромеханических систем заданной
мощности. Комплексы позволяют повысить качество исследования, а также точность и достоверность расчётов нестационарных механических, гидравлических, а
также тепловых и электрических процессов, сопровождающих работу приводов,
благодаря учёту взаимного влияния тепловых, электрических и гидравлических
машин при их совместной работе. При этом повышаются уровень и адекватность
моделирования приводов реальным объектам, а также – достоверность оценки их
технического состояния, в том числе – в тяжёлых условиях их эксплуатации;
– на основе созданных обобщённых моделей разработаны методы исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих систем гидравлических приводов с тепловыми и электрическими двигателями в тяжёлых
условиях эксплуатации. Методы отличаются тем, что повышают достоверность и
точность расчёта приводов, позволяют выполнять оценку их технического состояния на различных режимах их работы, а также – оценивать эффективность предлагаемых технических решений проблемы повышения их долговечности и экономичности в исследуемых условиях эксплуатации;
– созданы новые принципы совершенствования гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации, обеспечивающие:
• увеличение долговечности приводов на основе ампулизации их ГС;
• повышение экономичности гидравлических приводов на основе утилизации и возвращения в привод части механической энергии, теряемой в дроссельных устройствах при дроссельном регулировании и перегрузках.
8
Практическая значимость работы
Решена важная для развития отечественного машиностроения проблема,
направленная на разработку методов исследования динамических режимов совместной работы гидравлических приводов с тепловыми и электрическими источниками энергии с целью совершенствования существующих и создания новых более долговечных и экономичных приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации. Решение этой задачи позволяет:
– сокращать объём экспериментальных исследований, проектировочных работ
и натурных испытаний ГП за счёт обеспечения адекватности их обобщённого моделирования реальным объектам и процессами при виртуальных динамических
испытаниях создаваемых более совершенных образцов приводов;
– проводить на созданных экспериментально-диагностических комплексах исследования особенностей динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих систем гидравлических приводов и выполнять оценку их технического
состояния на различных режимах их работы;
– создавать более совершенные ГП, работающие в тяжёлых условиях, за счёт:
• увеличения долговечности приводов на основе ампулизации их ГС;
• повышения экономичности ГП на основе преобразования возрастающей с
перегрузками энергии высокого давления (для объёмного привода) и энергии
высокоскоростных циркуляционных потоков (для гидродинамического привода) рабочей жидкости в механическую работу дополнительных обратимых
гидравлических машин, установленных вместо дроссельных элементов. Это
позволит утилизировать и возвращать в гидравлический привод часть механической энергии, теряемой в дроссельных устройствах при дроссельном регулировании и перегрузках.
Методология и методы исследований
В диссертации использованы основные законы механики жидкости и газа, подход Лагранжа в механике сплошных сред, законы теоретической механики, основные положения теория и практики тепловых, электрических и гидравлических машин, а также силовых объёмных и гидродинамических приводов. Применены основные положения теории
обыкновенных дифференциальных уравнений и методы их численных решений. Использованы методы компьютерного моделирования в лицензированной математической
среде MathCAD. Применены современные методы проектирования и создания технических моделей гидравлических приводов, методы организации и проведения их реальных
и виртуальных испытаний, а также современные методы и средства измерения характеристик нестационарных процессов, сопровождающих их работу.
Объектом исследования являются ресурсо- и энергосберегающие системы
гидравлических приводов, работающие совместно с тепловыми и электрическими
источниками энергии в тяжёлых эксплуатационных условиях, а также методы исследования динамических режимов их совместной работы как единых тепло- и
электрогидромеханических систем.
Положения, выносимые на защиту
1. Результаты анализа технологических и эксплуатационных особенностей
функционирования и технического состояния, а также – эффективности методов
9
исследования динамических режимов работы гидравлических приводов в тяжёлых
условиях их эксплуатации. Технические предложения, повышающие долговечность и экономичность гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях. Созданные экспериментально-диагностические комплексы как технические
модели более долговечных и экономичных конструкций ГП (п. 5 паспорта специальности (ПС)).
2. Развитие фундаментальных положений механики сплошных сред с подвижными границами применительно к исследованию нестационарных процессов, сопровождающих работу гидравлических систем приводов. Теория, методы исследования и расчёта, а также результаты теоретических, экспериментальных и компьютерных исследований динамических режимов работы гидравлических систем
приводов с подвижными границами рабочих жидких сред в каналах с инжекторами, лопастными и объёмными гидравлическими машинами (п. 6 ПС).
3. Элементы физического сходства принципов и режимов работы гидравлических и электрических машин: гидродинамических муфт – с электрическими асинхронными двигателями, а также объёмных гидромуфт – с электрическими синхронными двигателями (п. 6 ПС).
4. Предназначенные для исследования и оценки технического состояния гидравлических приводов (в том числе на основе компьютерного моделирования)
комплексы их технических, физических, математических и компьютерных моделей с потребителями, а также с тепловыми и электрическими источниками энергии как обобщённые модели единых тепло- и электрогидромеханических систем
(п. 4 ПС).
5. Основанные на указанных обобщённых моделях методы исследований и
расчёта динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих ГП, а также – результаты оценок эффективности технических предложений, направленных
на создание более долговечных и экономичных ГП, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации (п. 1 ПС).
Степень достоверности и апробация результатов работы
Степень достоверности работы подтверждается обоснованностью и корректностью принятых допущений при создании обобщённых моделей ТЭГМС, адекватностью
моделей реальным объектам и процессам, удовлетворительным совпадением результатов экспериментальных исследований с результатами расчётов на ЭВМ.
Апробация результатов работы. Основные результаты работы докладывались,
обсуждались и получили одобрение:
– на научно-техническом семинаре на кафедре “Гидромеханика, гидромашины, гидропневмоавтоматика” МГТУ им. Н.Э. Баумана в 2015 г.
– на Международных научно-технических конференциях:
“Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития”, Санкт-Петербург, 2010, 2016 г.г.;
– на Международных научно-технических конференциях, посвящённых компьютерному моделированию:
10
“COMOD-13”, Санкт-Петербург, 2013 г.; “COMOD-14”, Санкт-Петербург,
2014 г; “MMMAS 2014, CSSP 2014, CC 2014, EEMAS 2014” Saint Petersburg,
Russia, September 2014 г; “COMOD-15”, Санкт-Петербург, 2015 г.;“COMOD16” Санкт-Петербург, 2016 г.; “COMOD-17”, Санкт-Петербург, 2017 г.
Основные результаты работы, научные положения, инженерные методики и
рекомендации диссертации внедрены в научно-исследовательских институтах, на
предприятиях, а также использованы в учебном процессе в высших учебных заведениях:
‒ в институте фундаментальной подготовки Сибирского федерального университета;
– в Южно-Российском государственном техническом университете им. М.И.
Платова (Новочеркасском политехническом институте): в учебном процессе и при
создании научно-экспериментальной базы кафедры “Мехатроника и гидропневмоавтоматика”, а также в учебном процессе кафедр: “Электропривод и управление”,
“Транспортные машины и организация дорожного движения”;
– на предприятии ООО “Спец-Проект” (г. Ростов на Дону) при разработке технических заданий на проектирование гидроприводных систем сельскохозяйственной техники, работающей в тяжёлых условиях эксплуатации;
‒ на предприятии ОАО “ Шахтинский завод “Гидропривод” (г. Шахты) при
разработке испытательных стендов, при составлении компьютерных моделей гидроприводных систем и САПР этих систем;
– в НИИЦ “Криотрансэнерго” Ростовского университета путей сообщения;
– в Ростовском высшем военном училище: в научной работе, учебном процессе
и при создании научно-экспериментальной базы училища в 1975 – 1990 гг.
– в Донском государственном техническом университете: в научной работе,
учебном процессе и при создании научно-экспериментальной базы кафедры “Теплоэнергетика и прикладная гидромеханика” в 2008 – 2018 гг.
Публикации. Основные результаты работы опубликованы в двух монографиях и 20 научных статьях в журналах, рекомендованных ВАК.
Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, 7 глав и заключения и приложения, изложенных на 336 страницы машинописного текста, содержит 210 рисунков и 1таблицу.
ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
Во введении обоснована актуальность темы исследования, степень её разработанности, определены цели, задачи, научная новизна и практическая значимость
работы, описаны: методология, методы, объекты и направления исследований, а
также положения, выносимые на защиту, степень достоверности и апробация результатов работы.
В первой главе диссертации выполнен анализ проблем совершенствования
ГП, а также – методов исследования динамических режимов их работы совместно
с тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых эксплуатационных условиях. Рассмотрены различия и особенности тяжёлых условий эксплуата-
11
ции ГП в зависимости от их отраслевой принадлежности и области применения.
Сформулированы и обоснованы принципы совершенствования ГП, а также –
принципы повышения эффективности методов исследования динамических режимов их работы.
Во второй главе обоснованы технические предложения ресурсо- и энергосбережения объёмных и гидродинамических ГП, работающих в тяжёлых условиях
эксплуатации, и решены задачи их технического моделирования.
Технические предложения, направленные на ресурсо- и энергосбережение ГП в
указанных условиях основаны на ампулизации ГС приводов и замене воздуха на
азот, а также переливного клапана и дросселя – дополнительными инжектором и
гидромотором, соответственно. Регулирование привода осуществляется с помощью изменения диаметра сопла инжектора. Последнее выполняется как автоматически при перегрузках, так и по сигналам от подсистемы управления приводом.
Для анализа эффективности работы энергосберегающего объёмного электрогидропривода с АГС был спроектирован и создан компьютеризированный экспериментально-диагностический комплекс (рисунки 1, 2) как техническая модель единой электрогидроприводной системы (ЭГПС).
а
б
Рисунок 1 – Внешний вид комплекса и его расчетная схема.
В составе комплекса: асинхронные ЭД 1 и 2, подкачивающий лопастный насос 11
с инжектором 9, а также объёмные аксиально-поршневые гидравлические машины: насос 3, основной и дополнительный гидромоторы 4 и 10, соответственно.
Здесь в качестве источника внешних нагрузок использовался вентилятор 6 с приводом от гидромуфты 5. Последние вместе с радиатором 7 входят в систему охлаждения двигателя КамАз-740. В состав комплекса вошли также агрегаты: компрессор, вакуумный насос и жидкостный объёмный нагнетатель (Kärcher). На схеме комплекса (рисунок 1б) показаны положения датчиков давления (в кружках) в
контрольных точках магистрали. Здесь x1 – положение фронта жидкости в баке 8;
12
x2 – положение фронта жидкости, заполняющей канал гидравлической линии гидросистемы.
В составе системы регистрации и измерения эксплуатационных параметров
(рисунки 2, 2а): сенсорная LCD-доска, АЦП, расходомеры, датчики давления типа
BOCH REXROTH HM 13 10/250 с системой сбора данных BOCH BT MAC 8‒15/C–
PM–4AX4, а также – системы измерения: электрических напряжения и тока, частоты вращения вала ЭД.
Рисунок 2 – Система регистрации и измерения эксплуатационных параметров комплекса.
Рисунок 2.а. – Вид кривых, характеризующих изменение параметров электрогидропривода
при его запуске (t=2,25c) и останове (t=3,72c).
Технические предложения, направленные на ресурсосбережение гидродинамического привода (гидромуфт, гидротрансформаторов) в тяжёлых условиях его
эксплуатации, также основаны на их ампулизации и замене воздуха на азот.
Технические предложения, направленные на энергосбережение гидромуфт в
указанных условиях основаны на замене дроссельного кольца ‒ порога 1 (рисунок
13
Рисунок 3 – Гидродинамический привод: а – гидромуфта с дроссельным порогом 1; б – энергосберегающая ампулизированная гидромуфта с регулируемой осевой гидротурбиной 2, установленной вместо порога.
3а) регулируемой осевой гидротурбиной 2 (рисунок 3б). Лопасти последней автоматически поворачиваются с помощью шестерённой передачи 3, центробежного
устройства 4 и объёмного привода с поворотным устройством 5. Здесь работа, регулирование и энергосбережение гидромуфты основаны на принципе сбережения
и использования возрастающей с перегрузками энергии высокоскоростного циркуляционного потока её рабочей жидкости.
В третьей и четвёртой главах на основе принципа Лагранжа развиты фундаментальные положения механики сплошных сред с подвижными границами применительно к гидравлическим системам приводов (рисунок 4).
Рисунок 4 – К исследованию процессов движения жидких сред с подвижными границами: а
– в каналах гидравлических систем приводов; б – в рабочих полостях лопастных гидромашин;
в, г – в каналах струйных аппаратов и объёмных гидромашин, соответственно.
В основу теории и методов расчёта положены общие интегральные соотношения, выражающие основные законы механики сплошных сред с переменными
границами (рисунок 4), а именно, законы изменения: массы m(t) среды, её количества движения  (t), а также её кинетической энергии Е(t) и момента М (t ) количества движения. Эти законы представлены в виде уравнений (1) – (4):
14
dm d


dV  
dV   n d    mi , j ;

dt dt V (t )
t
(i , j )
v (t )
(t )
(1)
dE d
1
  1 2
1

 2 dV  
   dV    2 n d  


dt dt V (t ) 2
t  2 
2
V (t )
(t )

  f  dV  
(t )
V (t )
p  n d    Ei , j ;
i, j
(2)
dK d


dV  
()dV   ()n  d  

dt dt V ( t )
t
V (t )
(t )


V (t )
f dV 

(t )
pn d    Ki , j ;
(i , j )
(3)
dL d


( r  )dV  
( r  )dV   ( r  )nd  

dt dt V ( t )
t
V (t )
(t )

 (r   f )dV   (r  p )d    L
n
V (t )
(t )
i, j
.
(4)
(i , j )
Здесь  , м/с – вектор абсолютной скорости движения данной частицы среды; ρ,
кг/м3– её плотность; f , м/с2, и р  рn  р , Н/м2 – соответственно векторы удельных массовых сил, а также – давления, действующих на частицу среды и её поверхность ( рn и р – нормальная и касательная составляющие вектора р давления
соответственно);  mi , j , кг/с,  Еi , j , Вт – суммы мощностей дополнительных ис(i , j )
(i , j )
точников и стоков массы, а также механической энергии, соответственно, расположенных внутри подвижной среды;  Ki , j ,кг·м/c2,  Li , j , кг·м2/с2 – суммы мощ(i , j )
(i , j )
ностей дополнительных источников и стоков количества движения и момента количества движения соответственно, расположенных внутри среды; r – радиусвектор, проведенный в данную точку среды из точки О * – центра её вращения
(рисунок 4а).
В третьей главе рассмотрено одномерное неустановившееся движение несжимаемой жидкой среды в канале сложной геометрической формы. Площадь
(s) поперечного сечения канала является заданной функцией криволинейной координаты s, отсчитываемой от какой-либо неподвижной точки вдоль оси канала
(рисунок 4а). Особенность рассматриваемых здесь процессов состоит в том, что
перемещающаяся в канале среда ограничена двумя подвижными границами ‒ поверхностями контактных разрывов. Положение этих поверхностей в канале определяется криволинейными координатами s1(t)=s(1,t) и s2(t)=s(2,t), изменяющимися во времени при перемещении среды вдоль оси канала, которое осуществляется
под действием массовых и поверхностных сил. Здесь 1 и 2 – координаты Лагранжа, которые определяют положение поверхностей подвижных границ в
начальный момент времени t 0 . Считается, что поверхности границ и рассматрива-
15
емая подвижная среда состоят из одних и тех же частиц, а давления p1  ps1 (t ), t 
и p2  ps2 (t ), t  на указанных поверхностях являются известными функциями координат s1(t) и s2(t), а также времени t.
Показано, что для одномерных движений жидких сред, перемещающихся в канале и ограниченных подвижными границами с координатами s1(t) и s2(t), уравнения (1) ‒ (4) могут быть получены путём дифференцирования по времени величин: массы m(t ) жидкости, её кинетической энергии Е(t ) , а также количества
движения K (t ) и момента количества движения L (t ) , выраженных, соответственно, в виде:
m(t ) 
S2 ( t )

S (t )
( s, t )( s )ds, (5)
S1 ( t )
K (t ) 
S2 ( t )

S1 ( t )
( s, t )( s, t )( s)ds, (7)
1 2
Е (t )   ( s, t )2 ( s, t )( s)ds, (6)
2 S1 (t )
L (t ) 
S2 ( t )
  r (s, t )  (s, t )(s, t ) (s)ds.
(8)
S1 ( t )
С помощью уравнений (1) и (2) , а также равенств (5) и (6) получено уравнение
одномерного движения жидкой среды с подвижными границами в канале:
а( x, t ) x  b( x, t ) x 2  c( x, t )
(9)
Здесь x=x(t) ‒ координата передней или задней границы жидкой среды, перемещающейся в канале. Показано, что это уравнение является обобщённым уравнением Бернулли на случай движения несжимаемых жидких сред с подвижными
границами в каналах сложных геометрических форм. Это уравнение подобно
уравнению движения тела с переменной массой и удобно для использования в
САПР.
Таким образом, в созданном здесь методе расчёт процессов одномерного движения несжимаемой жидкой среды с подвижными границами в канале сложной
геометрической формы сводится к решению задачи Коши для обыкновенного нелинейного дифференциального уравнения второго порядка относительно координаты одной из подвижных границ среды. В этом заключается основное отличие
созданного здесь метода от традиционно используемого в гидравлике метода, основанного на подходе Эйлера, в котором, как известно, рассматривается участок
канала с неподвижными границами жидкой среды, перемещающейся в канале.
Здесь исследования сводятся к решению обыкновенного дифференциального нелинейного уравнения первого порядка относительно объёмного расхода Q(t) жидкости:
a (t )Q  b(t )Q 2  c(t ) .
(10)
Гидравлические системы объёмных приводов содержат каналы с гидравлическими сопротивлениями сложных геометрических форм: клапанов, дроссельных
элементов и т.п. Для обеспечения точности расчётов процессов опорожнения и
заполнения рабочей жидкостью таких каналов необходимо знать величины коэффициентов сжатия струи жидкости в местных гидравлических сопротивлениях, а
также – величины неполных гидроударов при заполнении каналов. С целью создания методов расчёта указанных коэффициентов и величин неполных гидро-
16
ударов выполнен ряд экспериментальных и теоретических исследований. Исследовались процессы заполнения каналов с различными местными гидравлическими сопротивлениями и разными скоростями заполнения (с разными числами Маха) каналов. В результате этих исследований, с использованием теории гидроудара Жуковского, созданы элементы теории и метод расчёта процессов неполного
гидроудара, возникающего при заполнении жидкой или газожидкостной средой
каналов с местными гидравлическими сопротивлениями сложных геометрических
форм.
В четвёртой главе на основе подхода Лагранжа разработаны элементы теории, а также метод исследования процессов движения несжимаемых жидких сред
с подвижными границами при опорожнении и заполнении каналов с инжекторами, лопастными и объёмными гидравлическими машинами как объектами гидравлического привода.
Показано, что в случае применения лопастных машин в составе указанного
привода расчёт нестационарных процессов движения жидких сред с подвижными
границами в каналах таких машин (рисунок 4б) сводится к задаче Коши для системы двух обыкновенных нелинейных дифференциальных уравнений второго
порядка:
A1 (x) x  B1 (x)  C1 (x) x 2  D1 (x)2  E1 (x) x   F1 (x, t);
(11)
A2 (x) x  B2 (x)  C2 (x) x 2  D2 (x)2  E2 (x) x   F2 (x, t).
(12)
В эту систему уравнений входят две независимые функции: координата x  x(t )
какой-либо подвижной границы потока и угол (t ) поворота вала машины. Коэффициенты приведенных уравнений определяются геометрией каналов рабочих
колёс лопастных машин. Разработанный метод применён для исследования процессов движения жидких сред с подвижными границами при заполнении и опорожнении: лопастных насосов и турбин гидромуфт с самоопоражниванием при их
перегрузках, а также – каналов АГС объёмного привода с инжекторами и подкачивающими лопастными или объёмными насосами (рисунки 4а – 4в). Показано,
что расчёт процессов заполнения каналов АГС с работающим подкачивающим
лопастным насосом сводится к решению системы дифференциальных уравнений
типа (9), (11), (12). Здесь  (t ) – угол поворота вала этого насоса; x(t ) – граница
одного из фронтов потока при заполнении или опорожнении канала.
После начала заполнения каналов рабочей полости объёмного насоса (рисунок
4г) принцип расчёта динамических режимов работы ОП существенно меняется.
Это объясняется тем, что методы расчёта динамических режимов работы ГС с
лопастными и объёмными гидромашинами существенно отличаются. Это
обусловлено разными принципами работы этих машин. Так, заполнение канала с объёмным насосом (в отличие канала с лопастным насосом) возможно
только при вращающемся вале привода объёмного насоса (рисунок 4г). При
этом положение x(t ) (например, подвижной границы жидкости в баке с минимальным объёмом газовой полости) зависит от угла  (t ) поворота вала
объёмного насоса. Здесь эти функции уже не являются независимыми, как в
случае заполнения каналов АГС с лопастным насосом и определяются в ходе
17
численного решения задачи. При этом неизвестные функции: x(t ) , x (t ) и
x(t ) определяется в ходе расчёта углового ускорения (t ) , угловой скорости
 (t ) , а также угла  (t ) поворота вала объёмного насоса.
В связи с задачами энергосбережения гидромуфт с внутренним самоопоражниванием, используемых для
работы в тяжёлых условиях эксплуатации, создан метод исследования динамических режимов их работы с подвижными границами жидких рабочих
сред. Получены основные соотношения для расчёта указанных гидромуфт,
отличающиеся тем, что позволяют исследовать динамические режимы работы гидромуфт при их опорожнении
и заполнении (в процессе перегрузок)
на основе расчёта изменения их рабоРисунок 5 – К исследованию процессов движения жидких сред с подвижными граница- чих радиусов r1 (t ) и r2 (t ) как подвижми в рабочих полостях гидромуфт с само- ных границ жидкой среды (рисунок
опоражниванием.
5).
В связи с задачами повышения экономичности объёмного ГП с многопоршневыми гидравлическими машинами создан метод расчёта, отличающийся учётом особенностей работы каждого поршня указанных машин, особенно роторных поршневых гидронасосов и гидромоторов (рисунок 4г), а также гидроцилиндров. Это позволило анализировать потери энергии на привод поршневых насосов, обусловленные сжимаемостью жидкости, оценивать величины крутильных
колебаний валов гидромашин, а также определять влияние каждого поршня объёмных гидромашин на динамические характеристики гидросистем привода. При
этом увеличивается точность расчётов, повышается ценность полученных результатов, а также – уровень моделирования и качество исследования.
В пятой главе представлены методы исследования динамических режимов работы поршневых ДВС и ЭД как источников энергии ГП.
Метод исследования динамических режимов работы поршневых ДВС разработан на примере дизеля типа Д100 (рисунок 6). Метод отличается тем, что позволяет исследовать динамические режимы работы ДВС данного геометрического ряда
на основе экспериментальных данных об изменении давления газов в его цилиндрах. Здесь учитываются особенности работы каждого поршня двигателя. Для
оценки качества использования тепла, выделенного при горении, в данном методе
применялись также опытные данные об изменении коэффициента избытка воздуха и данные об изменении полного и индикаторного КПД двигателя в зависимости от частоты вращения его вала. При оценке эффективности этого метода экспериментальные данные об указанных параметрах двигателя по сравнению с рас-
18
чётами считались более предпочтительными, так как они являются более адекватными реальным процессам. Для ДВС данного модельного ряда они отражают всё
многообразие трудно учитываемых факторов, сопровождающих горение, как
обычного топлива, так и топлива с добавкой воды – водотопливных эмульсий
(ВТЭ). Они позволяют также учитывать связи между основными эксплуатационными параметрами в процессе горения и все особенности преобразования в ДВС
тепловой энергии в механическую работу, которые для динамических процессов
расчётным путём учесть очень сложно.
Рисунок 6 – Кинематическая схема дизель-генератора (а) и вид семейства кривых, характеризующих давление рабочих газов в данном цилиндре дизеля (б).
При создании этого метода были использованы основные положения теории
ДВС, а также известные отечественные методы расчёта дизелей, разработанные в
ЦНИДИ. Наряду с ними использовался метод профессора Н.В. Петровского, созданный им для расчёта индикаторной мощности дизеля типа Д100 с двумя валами и двумя рядами противоположно движущихся поршней (рисунок 6а). При
этом применялись также методы теплотехнических расчётов дизелей, работающих на ВТЭ, созданные И.А. Ивановым, и полученные им результаты опытных
исследований работы дизелей типа Д100 на традиционном дизельном топливе и
ВТЭ.
Использовались также результаты натурных испытаний дизелей указанного
типа, работающих на традиционном дизельном топливе, полученные А.С.
Эпштейном и другими авторами. Метод основан также на аппроксимации (с помощью сплайнов в среде MathCad) семейства экспериментальных функций
p ( , pi ) (рисунок 6б), характеризующих давление p газов в данном цилиндре двигателя в зависимости от изменения угла φ поворота кривошипа нижнего коленчатого вала двигателя, а также от индикаторного давления pi . Кривые на рисунке
6б соответствуют: 1 – рi=0; 2 – рi=1,65*105 Па; 3 – рi=4,16 *105 Па; 4 – рi=6,68*105
Па; 5 – рi=7,17 *105 Па; 6 – рi=8,03*105 Па.
Семейство расчётных кривых вращающих моментов M ( , pi ) , соответствующее
одному цилиндру, показано на рисунке 7а. Расчётная картина суммарного вращающего момента M  ( , pi ) , развиваемого нижним валом двигателя, показана на ри-
19
сунке 7б. Использование в созданном методе экспериментальных данных в виде p ( , pi ) , наряду с расчётными данными об изменении объёма рабочих газов и их
температуры, дало возможность выполнить весь комплекс исследований характеристик статических и динамических процессов работы дизеля, включая не только
механические, но и тепловые процессы.
Рисунок 7 – Картины изменения вращающих моментов вала дизеля.
С помощью этого метода выполнены расчёты крутильных колебаний вала двигателя, а также расчёты их нестационарных эксплуатационных характеристик:
кинематических, механических и термодинамических. Метод был использован
при компьютерных исследованиях характеристик расчётных и переходных режимов работы двигателей данного модельного ряда: запуска, холостого хода,
“наброса” нагрузки, а также останова двигателя. Метод позволяет оценить влияние
различных факторов: состава топлива, качества регулирования топливной аппаратуры, компрессии и т.п. на общие характеристики двигателя. Адекватность результатов исследования реальным процессам проверена путём сравнения данных
расчёта с известными натурными экспериментами.
С помощью этого метода создана методика, позволяющая на основе базовой
модели исследованного дизеля строить компьютерные модели дизелей данного
геометрического ряда заданной мощности. Получены коэффициенты моделирования. Методика использована при исследовании динамических режимов работы
системы объёмных приводов с дизелем мощностью 240 л.с. мобильной буровой
машины.
В данной главе построены также компьютерные модели, предназначенные для
исследования динамических режимов работы синхронных, асинхронных электрических двигателей, а также электрических двигателей постоянного тока как источников энергии ГП. Модели основаны на системах обыкновенных дифференциальных уравнений, разрешенных относительно электрических токов в обмотках двигателей.
20
В шестой главе описаны разработанные автором методы исследования ГП с
ДВС и ЭД как единых тепло- и электрогидромеханических систем.
Рассмотренные здесь методы исследования основаны на представленных в гл.
4 и 5 обобщённых моделях тепловых и электрических источников энергии, а также ‒ на моделях объёмных аксиально-поршневых гидромашин и лопастных гидромуфт различного типа, предназначенных для работы с перегрузками. Наиболее
полно исследовались модели замкнутых гидравлических муфт модельного ряда,
впервые описанного В.Н. Прокофьевым.
Созданные автором методы исследования гидромуфт отличаются тем, что они
основаны на учёте (с помощью опытных данных) потерь энергии циркуляционных потоков рабочей жидкости гидромуфт на различных режимах их работы.
Учёт потерянной энергии проводился с целью возможного её сохранения и использования при пуске и перегрузках. При построении моделей гидромуфт данного ряда использовались опытные данные об основной эксплуатационной характеристике гидромуфты – зависимости коэффициента   ( ) вращающего момента
гидромуфты от относительного скольжения ε её рабочих колёс на различных режимах работы гидромашины. При этом опытная табличная функция   ( ) аппроксимировалась с помощью сплайнов в среде MathCAD и в дальнейших расчётах использовалась как аналитическая функция.
Описанный здесь метод использовался для исследования динамических режимов работы гидромуфт разных мощностей с дизелями типа Д100 и ЭД разного
типа: асинхронными, синхронными и двигателями постоянного тока. Исследовались: запуск, обгонные режимы, расчётные режимы работы, стоповые режимы и
режимы противовращения гидромуфт в составе привода.
На рисунке 8а показаны результаты компьютерного моделирования процессов
запуска и наброса расчётной нагрузки на ЭАД с гидромуфтой.
Кривые на рисунке соответствуют: 1 – изменению вращающего момента на роторе ЭАД; 2 – моменту на турбине; 3 – моменту нагрузки. На рисунке 8б показан
характер изменение эл. токов ir обмоток ротора: 1 – irα , 2 – irβ.
Рисунок 8 – Динамические режимы работы ЭАД с редуктором и гидромуфтой.
21
На этих рисунках хорошо видно, как при запуске электрогидроприводной системы с ЭАД и гидромуфтой возникает колебательный режим, который существует до начала действия нагрузки (t=3,6 c). Здесь основной режим работы ЭД
периодически меняется на генераторный, при котором ротор ЭД передаёт энергию статору, а турбина гидромуфты передаёт энергию насосу.
На основе натурных данных и численных экспериментов выявлены основные
признаки физического сходства принципов действия и режимов работы гидромуфт и ЭАД. Так, в турбомуфтах и в ЭАД необходимым условием создания
вращающего момента является относительное скольжение рабочих колёс насоса
и турбины, а также – электрических полей, соответственно статора и ротора.
Отметим, что гидромуфты, так же как и асинхронные электродвигатели, имеют
одни и те же режимы работы: двигательный режим, режим противовращения
(тормозной режим), обгонный (генераторный) режим, а также ‒ стоповый режим.
Сравниваемые здесь машины (как показано выше) при выходе на холостой ход
проходят через затухающий колебательный режим. Здесь основной режим периодически меняется на обгонный, при котором турбина передаёт мощность насосу, а ротор – статору. Указанные признаки присутствуют также и во многих других явлениях и процессах, главными из которых и важными для данных исследований, являются процессы запуска и перегрузок, при росте которых возрастают электрические токи в обмотках ЭАД и скорости потока циркуляции жидкости
в гидромуфтах. При этом с увеличением скольжения, вызванным ростом внешней нагрузки, увеличивается электрический ток в обмотках ротора и растёт соответствующий ему ток в обмотках статора. Сходственные процессы происходят
также и при стоповых режимах работы сравниваемых машин, когда из-за непреодолимой внешней нагрузки на силовой вал машины, последний останавливается, и вся потребляемая извне энергия переходит в тепло.
Разработан метод исследования совместной работы гидромуфты с ДВС на
примере дизеля типа Д100. Метод позволяет вполне удовлетворительно описывать особенности работы дизеля с гидромуфтой как единой системы (рисунок 9).
Рисунок 9 – Динамические характеристики дизеля с гидромуфтой: а – изменение часты n вращения вала дизеля: 1 – натурный и 2 – численный эксперименты без гидромуфты; кривая 3 –
численный эксперимент с гидромуфтой; б – динамика крутильных колебаний валов: 1 – двига-
22
теля; 2 – турбины гидромуфты; 3 – гармонические колебания (с частотой 5 Гц) вращающего
момента внешней нагрузки.
Моделируемая гидромуфта защищает двигатель от нерасчетных перегрузок,
фильтруя высокочастотные крутильные колебания силовых валов, уменьшает
действие резонанса и т.п. Метод позволяет исследовать различные динамические
режимы совместной работы двигателя с гидромуфтой при воздействии на него
перегрузок, ударных нагрузок, а также нагрузок колебательного характера (рисунок 9).
В этой же главе описаны созданные автором методы исследования динамических режимов совместной работы объёмного привода с ДВС и ЭД как единых
ТЭГМС. Здесь использовались обобщённые модели ЭД различных типов и мощностей, а также модели дизелей различных мощностей одного и того же геометрического ряда. В основу моделирования гидромашин объёмного привода положена модель обратимой объёмной гидравлической машины ГМ35. Метод отличается тем, что учитывает взаимное влияние гидравлических, тепловых и электрических машин, работающих в составе привода.
Элементы расчёта на ЭВМ динамики запуска объёмного электрогидропривода
(см. схему привода на рисунке 1б) показаны на рисунке 10.
Рисунок 10 – Запуск ЭАД с объёмным приводом.
Здесь представлены картины: а – изменения пусковых электрических токов
статора и ротора ЭАД is , is , ir , ir (кривые 1 – 4 соответственно); б – изменения
давления на входе в объёмный насос (кривая 1 ‒ с учётом влияния работы каждого поршня насоса, кривая 2 ‒ без учёта влияния работы каждого поршня насоса).
С помощью созданного метода исследованы особенности совместной работы
синхронного ЭД с гидромуфтой объёмного типа: объёмными гидронасосом и
гидромотором, расположенными в одном корпусе ‒ так называемым объёмным
преобразователем скорости (ОПС) (рисунок 11).
В ходе исследований выявлены основные признаки физического сходства
принципов действия и режимов работы синхронного ЭД и гидромуфты объёмного
типа – ОПС. Так, ЭСД и ОПС при запуске с нагрузкой (кривая 3 на рисунке 11а)
проходят через затухающий колебательный режим. Здесь основной режим перио-
23
дически меняется на “обратимый” режим, при котором ротор передаёт энергию
статору (кривые 2 и 1, соответственно, на рисунке 11а), а объёмный гидромотор
(кривая 2 на рисунке 11б) передаёт энергию объёмному гидронасосу (кривая 1 на
этом же рисунке).
Рисунок 11 – Энергетическая картина запуска ЭСД с гидромуфтой объёмного типа. Картины
периодического поступления в привод: а – электрической энергии; б ‒ механической энергии.
Указанные признаки сходства проявляются также и при холостом ходе, а также
и в том, что в ОПС с увеличением нагрузки на вал гидромотора увеличивается
разность между углом вращения вала насоса и мотора (за счёт утечек, сжимаемости жидкости и т.п.). Подобное явление, которое проявляется в увеличении так
называемого угла нагрузки, наблюдается также при работе синхронного ЭД.
С помощью созданного метода исследованы особенности совместной работы
объёмного привода с дизелем как единой ТГМС (рисунок 12). Система имеет две
гидравлические линии: одну ‒ для привода вентилятора помещения машинного
зала первой секции тепловоза, а другую ‒ второй секции.
На рисунке 12 отражены особенности преобразования тепловой энергии топлива в механическую работу объёмного привода с дизелем. На рисунке 12а показан характер изменения мощности тепловой энергии, используемой дизелем (кривая 1), мощности крутильных колебаний его вала (кривая 2), индикаторной мощности дизеля (кривая 3), а также мощности внешней вентиляторной нагрузки
(кривая 4). На рисунке 12б показан характер изменения: крутильных колебаний
вала дизеля (кривая 1), вращающего индикаторного момента (кривая 2), а также
24
Рисунок 12 – Динамические характеристики системы объёмных приводов с дизелем: а ‒
изменение мощностных характеристик дизеля; б ‒ изменение вращающих моментов; в ‒ изменение полного (кривая 1) и индикаторного (кривая 2) КПД дизеля.
вращающего момента внешней нагрузки (кривая 3) при работе дизеля с системой
приводов вентиляторов на холостом ходе, с нагрузкой и перегрузкой. Расчётная
нагрузка начинается в момент времени τ=3с, перегрузка – в момент времени τ=6с.
На данном рисунке хорошо видно, как падают мощность и КПД дизеля (рисунок
12а, 12в) при перегрузке, если подача топлива при этом не меняется (в соответствии с перегрузкой), а остаётся постоянной.
Метод позволяет выполнять анализ взаимного влияния дизеля и гидромашин
объёмного привода вентиляторов системы охлаждения двигателей тепловоза. Он
позволяет проводить оценку экономичности ТГМС и эффективности её работы.
В седьмой главе разработаны методы исследования, с помощью которых выполнен анализ эффективности технических предложений, направленных на повышение долговечности и экономичности ГП, работающих в тяжёлых условиях
эксплуатации. Исследования проводились с помощью технического и компьютерного моделирования ГП с ЭАД как единой электрогидромеханической системы. Техническое моделирование выполнялось на экспериментальнодиагностических комплексах. Компьютерное моделирование осуществлялось в
лицензированной математической среде MathCAD-13.
Решение задач повышения ресурса объёмного привода выполнялось на основе
принципа ампулизации его гидравлической системы. Исследовались работоспособность, эффективность и техническое состояние АГС привода с инжектором и
подкачивающим лопастным насосом (см. рисунок 2а). Экспериментальный и
компьютерный анализ проводился при минимальных объёмах (1…10%) газовой
полости бака для хранения рабочей жидкости. Исследовались процессы заполнения каналов ГС привода при её заправке, а также во время запуска инжектора и
лопастного насоса. В ходе исследований показана работоспособность и эффективность АГС. Показана положительная роль подкачивающего лопастного насоса
и инжектора в улучшении технического состояния системы, а именно, в повышении её работоспособности и кавитационной стойкости, особенно, при её запуске.
Результаты компьютерного моделирования (сплошные линии) и опытные данные (пунктирные линии) приведены на рисунке 13. Так, на рисунке 13а показано
25
Рисунок 13 – Изменение давления при пуске АГС: а – в газовой полости бака;
б – на входе в инжектор.
изменение (при запуске) избыточного давления р БАКА газа в газовой полости ампулизированного бака. Здесь в процентах (данные в скобках на рисунке 13а) указан начальный объём газа в изолированной газовой полости бака с начальным избыточным давлением газа РБАКА  0,5 МПа Па. На рисунке 13б изображена картина
изменения абсолютного давления Р4 перед входом в инжектор в разные моменты
времени включения инжектора (отмечено цифрой 1) и подкачивающего лопастного насоса (отмечено цифрой 2). Начальное абсолютное давление газа в указанном
баке: рБАКА  0,2 МПа . При этом рисунке 13 цифрой 3 помечены кривые, соответствующие случаю, когда инжектор запускается раньше, а лопастной насос позже.
Цифрой 4 помечены кривые, соответствующие случаю, когда инжектор запускается позже, а лопастной насос раньше.
Выполненные исследования и их результаты показали удовлетворительную
для практики точность (до 20 %) компьютерного моделирования динамических
режимов запуска системы и адекватность результатов исследования реальным
процессам, сопровождающим работу АГС.
Решение задач повышения экономичности объёмного привода выполнялось на
основе принципа энергосбережения. Исследовались методы сбережения части
энергии привода, теряемой при перегрузках и дроссельном регулировании путём
замены переливного клапана и дросселя на инжектор и дополнительный гидромотор, соответственно. Следует отметить, что использование последнего превращает объёмный гидропривод в систему гидравлических приводов. Таким образом,
решение задачи энергосбережения объёмного гидропривода при его перегрузках
и регулировании было сведено к решению задач энергосбережения системы гидравлических приводов путём использования дополнительного гидромотора и инжектора с регулируемым соплом. Ниже показаны результаты компьютерных исследований эффективности такого энергосберегающего регулирования. На рисунке 14а показано изменение частоты n вращения валов объёмных гидравлических
машин: насоса (линия 1), основного двигателя (линия 2), а также – дополнительного двигателя (линия 3) при изменении диаметра D сопла инжектора (кривая 4).
26
Рисунок 14 – Динамика энергосберегающего регулирования СГП.
На рисунке 14б показана картина изменения крутильных колебаний валов этих
же машин: основного гидронасоса (кривая 1), основного гидромотора (кривая 2), а
также – вала привода дополнительного гидромотора (кривая 3) в процессе регулирования системы. Здесь видно влияние роста внешней нагрузки на увеличение
амплитуды крутильных колебаний валов объёмных гидравлических машин.
Создана компьютерная методика определения оптимальной величины диаметра сопла инжектора, соответствующего его максимальному КПД.
В ходе исследований показано, что часть энергии ГП, теряемая при дроссельном регулировании и перегрузках, может быть утилизирована или непосредственно возвращена в привод. Это возможно с помощью преобразования энергии
высокого давления рабочей жидкости, которая растёт при перегрузках, в энергию
дополнительных объёмных или лопастных гидромашин.
Исследования в направлении совершенствования ГДП за счёт его энергосбережения выполнены на обобщённой модели ЭАД с гидромуфтой как единой
электрогидромеханической системы. Исследовались динамические режимы запуска, регулирования привода, а также его работа при перегрузках. Результаты
исследования приведены на рисунках 15 – 17. Здесь для сбережения части энергии, возвращения её в привод и регулирования привода использовалась дополнительная регулируемая обратимая лопастная осевая турбина 2, установленная вместо дроссельного порога 1 (см. рисунок 3). Показано, что, применяя дополнительную турбину и заполняя гидромуфту полностью (гидромуфты с порогом, как известно, полностью не заполняют), возможно на пусковых режимах и режимах с
перегрузками использовать эту турбину для защиты двигателя от перегрузок. Эта
турбина работает за счёт сил Жуковского и энергии высокоскоростного циркуляционного потока, которая возрастает вместе с перегрузками. На указанных режимах эта энергия сравнима с энергией вращательного движения жидкости на
выходе из колеса насоса гидромуфты. Момент же М количества движения, который дополнительная турбина сообщает жидкости на входе в насос (подкручивает
вал насоса), на режимах пуска и перегрузках возрастает до значительных величин
(см. кривую 3 на рисунках 15а и 15б).
27
Рисунок 15 – Динамика энергосберегающей гидромуфты с дополнительной осевой турбиной: а
– запуск под нагрузкой; б – воздействие перегрузки.
Это объясняется тем, что на этих режимах, когда вал турбины под нагрузкой
остановлен (стоповый режим) или ещё неподвижен (начало пускового режима),
скорость w циркуляционного потока достигает максимальных значений. В гидромуфтах большой мощности её величина может быть равной 100 м/c и выше.
На рисунке 15 показаны вращающие моменты, развиваемые: ЭАД (кривая 1),
основной турбиной (кривая 2), а также – дополнительной турбиной (кривая 3) и
внешней нагрузкой (кривая 4). Как видно из рисунка 15б при перегрузках вращающий момент, создаваемый валом основной турбины (кривая 2 на этом рисунке),
за счёт подкрутки дополнительной турбиной становиться большим электромагнитного момента, развиваемого ЭД (кривая 1). Это объясняется тем, что здесь дополнительная турбина ведёт себя ещё и как реактор в гидротрансформаторе.
На рисунке 16 отражена динамика электрогидропривода без дополнительной
турбины (прерывистые линии) и с дополнительной турбиной (сплошные линии).
Рисунок 16 – Динамика
энергосберегающей гидромуфты: а – скорости потока:
1 – скорость w циркуляции
потока; 2, 3 – окружные
скорости на выходе из основной турбины и насоса,
соответственно; б – частоты
вращения валов: 1 – насоса,
2 – основной турбины.
Здесь изображена картина запуска привода под нагрузкой и “опрокидывание”
привода при перегрузке. Начало перегрузки отмечено стрелками. Сплошными линиями показана стабилизация привода, которая обеспечивается дополнительной
турбиной.
Таким образом, в результате этих исследований стало возможным получить одно из решений задачи В.Н. Прокофьева: создать “идеальную” гидромуфту с
28
характеристикой, показанной штриховой линией 1 на рисунке 17. Эта гидромуфта более жёстко ведёт себя в области пуска и расчётного режима: 0     Р , так как она имеет здесь
более высокие значения М /  (точка
6), чем гидромуфта неполного заполнения с порогом (кривая 3, точка 4), а
также гидромуфта полного заполнения
без порога (кривая 2 точка 5). Последнее обстоятельство объясняется подРисунок – 17: Решение задачи .Н.Прокофьева. круткой вала насоса дополнительной
турбиной при пуске.
В области же перегрузок (ε~1) она нагружает двигатель значительно меньшим
вращающим моментом, чем полностью заполненная гидромуфта без порога (кривая 2). Это явление также объясняется подкруткой вала насоса дополнительной
турбиной (см. точки 7, 8). Очевидно, что предлагаемая здесь полностью заполненная регулируемая энергосберегающая гидромуфта с дополнительной осевой
турбиной более близка к “идеальной”, чем другие, рассмотренные здесь известные виды этих гидромашин.
Основные результаты и выводы
В диссертации решена важная для развития отечественного машиностроения
научно-техническая проблема, связанная с созданием методов исследования динамических режимов совместной работы гидравлических приводов с тепловыми и
электрическими источниками энергии и направленная на совершенствование существующих и создание новых более долговечных и экономичных систем гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации.
В результате исследований, выполненных в работе, получены следующие результаты, выводы и рекомендации.
1. На основе анализа эксплуатационных особенностей функционирования ГП,
работающих в тяжёлых условиях эксплуатации, показано, что в настоящее время
нет технических, а также технологических трудностей в переоборудовании парка
существующих гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации – в ресурсо- и энергосберегающие системы. Ресурсосбережение обеспечивается за счёт их ампулизации. Согласно опытам эксплуатации отечественных
поршневых компрессоров бытовой холодильной техники, это, по меньшей мере, в
2 раза увеличит долговечность приводов при небольших затратах на их переоборудование. Энергосбережение обеспечивается за счёт замены дроссельных элементов на гидромоторы. Для объёмных приводов это позволит при перегрузках и
регулировании утилизировать и возвращать в привод до 30…40 % энергии, теряемой при дросселировании и опорожнении систем через клапаны. Для гидродинамического привода в виде гидромуфт установка дополнительной турбины вместо
29
дроссельного порога позволит при запуске и перегрузках уменьшить потери энергии на 15…20 %. При этом (за счёт подкрутки потока циркуляции на входе в насос
с помощью дополнительной турбины) на 16…18 % уменьшается нагрузка на вал
привода гидромуфты.
2. Созданные в работе экспериментально-диагностические комплексы, а также
методы расчёта нестационарных процессов движения несжимаемых жидких сред
с подвижными границами в каналах гидравлических систем приводов позволили:
– создать методику расчёта гидромуфт с внутренним самоопоражниванием;
– создать методику расчёта гидросистем объёмных приводов при их заполнении и опорожнении, а также – при перегрузках и регулировании;
– выполнить исследования процессов заполнения рабочей жидкостью:
• каналов ампулизированной гидросистемы при её запуске с минимальными объёмами (1…10 %) газовых полостей баков для хранения рабочей
жидкости. Исследовались особенности процессов заполнения её каналов
рабочей жидкостью при последовательном запуске инжектора и лопастного насоса. Исследован инжектор со сменными соплами диаметром 1, 2
и 3 мм и малыми значениями (0,01; 0,04) отношения диаметра сопла к
диаметру камеры смешения. Погрешность расчётов – не более 15…20%;
• каналов с местными гидравлическими сопротивлениями сложных геометрических форм: дроссельных элементов, лопастных насосов и т.п.
при разных числах Маха (3,5…9·10-3) и разных отношениях площади сечения основного канала к площади сечения канала сужения (2,26; 2,53;
3,04; 3,31). Точность расчёта величин неполных гидроударов при заполнении каналов составила 10…15%.
3. Разработан метод исследования динамических режимов работы дизелей модельного ряда типа Д100 (запуск, холостой ход, наброс нагрузки и перегрузки)
как источников энергии гидроприводных систем любой заданной мощности. Погрешность расчётов не превышает 10…15%. Это дало возможность (наряду с созданными компьютерными моделями электрических двигателей разных типов и
мощностей) разработать комплекс обобщённых моделей ГПС с потребителями, а
также с тепловыми и электрическими источниками энергии:
– моделей гидродинамического привода в виде гидромуфт модельного ряда, созданного на основе базовой модели, описанной В.Н. Прокофьевым, с дизелем 1,2
МВт, а также – с электрическими двигателями АКЗ 20 НР и А2-102-8 мощностью
15 кВт и 100 кВт соответственно;
– моделей объёмного привода в виде объёмных гидромуфт одного и того же
модельного ряда, созданного на основе базовой обратимой объёмной гидромашины ГМ 35, с дизельными двигателями мощностью 1,2 МВт и 176 кВт (последний
– для мобильной буровой установки УРБ-2,5С), а также – с указанными выше
электрическими двигателями мощностью 15 кВт и 100 кВт.
– комплекс компьютерных моделей, предназначенный для САПР ГП, а также
для компьютерных экспериментов и виртуальных испытаний приводов.
4. Созданный комплекс обобщённых моделей гидромашин, дизельных и электрических двигателей позволил выполнить обширные исследования динамиче-
30
ских режимов совместной работы машин в составе гидравлических приводов как
единых тепло- и электрогидромеханических систем. Выявлены особенности механических, гидравлических, тепловых, а также электрических процессов, сопровождающих работу указанных систем на различных режимах эксплуатации привода: пусковых, расчётных и остановочных, а также – при действии перегрузок,
ударных и колебательных нагрузок, характерных для тяжёлых условиях эксплуатации.
Выявлено влияние работы поршней многопоршневых дизельных и объёмных
гидравлических машин на характер крутильных колебаний их валов. Амплитуда
крутильных колебаний вала дизеля, в сравнении с величиной индикаторного вращающего момента, составляет 30…33 %. Для объёмных гидромашин эта величина равна 10…15 %.
Показано влияние сжимаемости рабочей жидкости на импульсное повышение
(до 17 %) нагрузки на вал привода многопоршневых объёмных гидронасосов.
Отмечено влияние работы поршней объёмного насоса на колебание давления
рабочей жидкости на его входе (амплитуда колебаний – до 40…50 %). Эти колебания необходимо учитывать при расчёте кавитационных запасов эжектора, лопастного и объёмного насосов, особенно ампулизированных гидравлических систем привода.
Выявлены элементы физического сходства принципов и режимов работы гидродинамического привода (в виде гидродинамической муфты) и объёмного гидропривода (в виде объёмной гидромуфты) между собой, а также – с электрическими двигателями: гидродинамической муфты – с электрическим асинхронным
двигателем, объёмной гидромуфты – с электрическим синхронным двигателем.
5. Созданные методы исследования динамических режимов работы систем
гидравлических приводов с потребителями и источниками энергии, а также – результаты исследований дали возможность оценить эффективность следующих
ниже технических предложений, направленных на энергосбережение гидроприводных систем:
– энергосберегающего объёмного регулируемого гидропривода с дополнительным гидромотором и инжектором (с регулируемым соплом), установленными
вместо регулируемого дросселя и переливного клапана, соответственно;
– энергосберегающей регулируемой гидромуфты с дополнительной регулируемой обратимой осевой гидромашиной, установленной вместо дроссельного порога, с помощью которой получено частное решение задачи В.Н. Прокофьева о создании “идеальной” гидромуфты.
6. Внедрение метода расчёта динамических режимов работы гидроприводных систем с дизельными двигателями позволило сократить затраты времени (до 30%)
на проектирование и производство мобильной буровой установки УРБ-2,5 за счёт
выбора оптимальных параметров и расчёта динамических характеристик гидравлического привода главного движения и привода подачи бурового инструмента.
Таким образом, на основе созданных экспериментальных комплексов, элементов теории и расчёта, методов исследования и обобщённого моделирования ГП, а
также – пакетов программ для САПР ГП разработан комплексный подход, направ-
31
ленный на совершенствование существующих и создание новых ГП, работающих
с тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых условиях эксплуатации. Внедрение результатов работы в теорию и практику создания эффективных
ГП, работающих в указанных условиях, позволит получить значительный экономический эффект за счёт повышения их экономичности и долговечности. Наряду с
этим существенно снизятся затраты на проектирование и натурные испытания
приводов благодаря использованию созданных программ в компьютерных экспериментах и виртуальных испытаниях приводов.
Перспектива дальнейшей разработки данного исследования заключается в решении задач, направленных на создание промышленных образцов и серийного
производства более совершенных гидравлических приводов, долговечно и экономично работающих в тяжёлых условиях эксплуатации, а также – на создание систем их автоматизированного проектирования и виртуальных испытаний.
РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ ОПУБЛИКОВАНЫ В 80 РАБОТАХ,
ОСНОВНЫМИ ИЗ КОТОРЫХ ЯВЛЯЮТСЯ:
Статьи в изданиях, рекомендованных ВАК
1. Озерский А.И., Полухин Д.А., Сизонов В.С. Исследование одномерных движений жидких масс с контактными разрывами в магистралях, содержащих насосы //
Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт, 1979. № 2. С. 143-150.
2. Озерский А. И., Полухин Д. А., Сизонов В. С. Сапрыкин В.И. Об ударном повышении давления в жидкости при заполнении ею трубопроводов с местными сопротивлениями // Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт, 1987. № 1 С. 163-166.
3. Озерский А.И. К расчёту движения жидких сред с контактными разрывами в каналах сложных геометрических форм // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки,
2008. № 5. С. 20-26.
4. Озерский А.И. Повышение эффективности гидросистем мобильных машин и
оборудования, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации // Изв. вузов. СевКавк. регион. Техн науки, 2009. № 3. С. 79-84.
5. Озерский А.И., Сапрыкин В.С. К расчёту динамики движения сжимаемых жидких сред с контактными разрывами в гидравлических каналах сложных геометрических форм // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2009. № 2. С. 37-43.
6. Озерский А. И., Бабенков Ю. И., Шошиашвили М. Э. Перспективные направления развития силового гидравлического привода // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион.
Техн. науки, 2008. № 6. С. 55-61.
7. Озерский. А.И. Исследование процессов запуска струйных насосов при заполнении жидкостью каналов гидравлических магистралей // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2009. № 5. С. 73-77.
8. Иванов И.А., Озерский А.И., Шошиашвили М.Э., Бабенков Ю.И. Пути повышения эффективности работы теплоэнергетических установок // Изв. вузов. Сев.-Кавк.
регион. Техн. науки, 2009. № 6. С. 65-71.
9. Водяник Г.М., Озерский А.И., Шошиашвили Е.М. Аналогии между гидравлическими муфтами и электрическими асинхронными двигателями // Изв. вузов.
Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2010. № 5. С. 66-71.
32
10. Озерский А. И. Применение подхода Лагранжа к решению задач динамики
гидравлических систем гидроприводных и теплоэнергетических установок // Вестник Донского государственного технического университета, 2010. Т. 10, № 6 (49).
С. 914-925.
11. Озерский А.И. Модель гидромуфты с асинхронным электрическим двигателем
// Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2011. № 5. С. 58-66.
12. Озерский А.И. Основы моделирования гидромуфт, работающих в тяжёлых
условиях эксплуатации // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2012. № 1. С.
105-113.
13. Озерский А.И., Пустоветов М.Ю., Шошиашвили Е.М. Компьютерное моделирование электрогидродинамического привода // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион.
Техн науки, 2012. № 4. С. 48-55.
14. Озерский А.И., Иванов И.А., Бабенков Ю.И. Модель рабочего процесса дизеля
на водотопливных эмульсиях // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2011. №
6. С. 79-85.
15. Озерский А.И. Моделирование работы гидромуфты с дизелем в тяжёлых условиях эксплуатации // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2012. № 2. С. 7784.
16. Озерский А.И. Моделирование динамических режимов работы гидроприводных систем с тепловыми и электрическими источниками энергии // Изв. вузов.
Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2013. № 5. С. 37-43.
17. Озерский А.И., Шошиашвили М.Э. Метод расчёта динамических режимов работы электрогидропривода с ампулизированной гидравлической системой // Изв.
вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки, 2014. № 1. С. 52-60.
18. Озерский А.И. Проблемы и методы совершенствования систем гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации // Изв. вузов. Сев.Кавк. регион. Техн. науки, 2015. № 2. С. 69-76.
19. Озерский А.И., Сидоренко В.С., Ракуленко С.В., Полешкин М.С. Исследование динамических режимов работы объёмного гидропривода с дизелем мобильной буровой машины // Фундаментальные исследования. Техн. науки, 2017. № 12.
С. 85-89.
Работы, опубликованные в международных рецензируемых изданиях
20. Ozerskij A.I., Tseligorov N.A.. Method of Investigating Dynamic Operating Modes
of Electro-Hydraulic Drive Systems with Movable Boundaries of Working Fluids.
Proceedings of the International Conference Industrial Engineering, Moscow Polytechnic University, Moscow, Russia, May 15-18, 2018.
Монографии
21. Озерский А.И. [и др.] Нестационарные процессы движения газожидкостных
сред с контактными разрывами в каналах сложных геометрических форм: монография / Ростов на Дону: РГАСХМ, 2009. 137 с.
33
22. Озерский А. И. Подход Лагранжа к исследованию динамики гидромеханических систем тепло- и гидроэнергетических установок: монография / Ростов на Дону: ДГТУ, 2011. 217 с.
Изобретения
23. Озерский А.И., Сизонов В.С., Сапрыкин В.И. [и др.] Способ определения коэффициента сжатия струи в гидравлических сопротивлениях: авторское свидетельство на изобретение 1442725 СССР. Заявл. 25.12.1985; опубл. 07.12.88. Бюл.
№ 45.
24. Озерский А.И., Сизонов В.С. Рабочее колесо центробежного насоса: авторское
свидетельство на изобретение № 1681058 А1. Заявл. 02.02.1989; опубл. 30.09.91.
Бюл. № 36.
Другие публикации по теме диссертационных исследований
25. Бабенков Ю.И., Озерский А.И. Энергетические аспекты проблемы повышения
эффективности силового гидравлического привода. “Новые технологии, конструкции и процессы производства”: сб. науч. тр. РГАСХМ. Ростов на Дону, 2007.
С. 28-32.
26. Бабенков Ю.И., Озерский А.И. К анализу перспективных направлений развития силового гидравлического привода сельскохозяйственных машин // Состояние
и перспективы развития сельскохозяйственного машиностроения: сб. материалов
Междунар. научн.-практ. конф. Ростов на Дону: РГАСХМ, 2008. С 160-165.
27. Бабенков Ю.И., Озерский А.И., Иванов И.А., Анохина Е.В. Теоретические основы теплотехники: учеб. пособие / Ростов на Дону: ДГТУ, 2010. 305 с.
28. Озерский А.И. Применение подхода Лагранжа к решению задач динамики
гидравлических систем гидроприводных и теплоэнергетических установок // материалы 9-й Междунар. науч.-техн. конф. “Инновация, экология и ресурсосберегающие технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта
и сельского хозяйства”. Ростов на Дону: ДГТУ, 2010. С. 737-748.
29. Водяник Г.М., Озерский А.И. К вопросу аналогии турбомуфт и электрических
асинхронных двигателей // Сб. науч. тр. 6-й Междунар. научн.-техн. конф. “Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития”. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2010. С.
18-27.
30. Иванов И.А., Озерский А.И., Шошиашвили М.Э. Бабенков Ю.И. Пути повышения эффективности работы теплоэнергетических установок, сельскохозяйственных, транспортных машин и оборудования // Материалы Междунар. науч.практ. конф. “Состояние и перспективы развития сельскохозяйственного машиностроения”. Ростов на Дону, 2010. С. 230-232.
31. Озерский А.И., Иванов И.А., Бабенков Ю.И. Метод расчёта динамических режимов работы дизеля на водотопливных эмульсиях // Материалы 6-й Междунар.
науч.-практ. конф. “Состояние и перспективы развития сельскохозяйственного
машиностроения”. Ростов на Дону, 2013. С. 206-211.
34
32. Озерский А.И. Компьютерное моделирование гидроприводных систем с тепловыми и электрическими источниками энергии / Тр. Междунар. науч.-техн. конференции COMOD-2013. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2013. С. 70-74.
33. Озерский А.И., Бабенков Ю.И., Галка Г.А. Расчёт объёмного гидропривода:
учеб. пособие. Ростов на Дону: ДГТУ, 2014. 73 с.
34. Ozerskij A.I., Shoshiahvili M.E. Simulation of Elektro-Hydraulic Drive with Ampulized Hydraulic Sustem // Тр. междунар. науч.-техн. конференции “Computer
Modeling and Simulation”. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2014. С. 68-71.
35. Ozerskij A.I. Computer Modelling of Hydropover-Driven Systems with Thermal and
Electric Energy Sources // Recent Advances in Mathematical Methods in Applied Sciences. Saint Petersburg, Russia. September 23-25, 2014. P. 368-374.
36. Озерский А.И. Исследование в среде MathCAD энергосберегающих систем
гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации // Тр.
Междунар. науч.-техн. конференции COMOD-2015. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2015. С. 70-73.
37. Озерский А.И. Метод расчёта в среде MathCAD динамических режимов работы
электрогидромеханических систем с подвижными границами рабочих жидких сред
// Тр. Национальной науч.-техн. конференции COMOD-2016. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2016. С. 78-82.
38. Озерский А.И., Галка Г.А. Проблемы и принципы энерго- и ресурсосбережения
гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации: Сб.
научных трудов 9-й Междунар. науч.-техн. конференции «Гидравлические машины, гидропневмоприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и
перспективы развития – 2016». СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2016. С.
322-324.
39. Озерский А.И., Бабенков Ю.И., Галка Г.А. Метод исследования объёмных
электрогидроприводных систем в среде MathCAD // Тр. Национальной науч.-техн.
конференции COMOD-2017. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2017. С. 70-74.
40. Озерский А.И. [и др.] Основы теплотехники: учеб. пособие / Ростов на Дону:
“Феникс”, 2017. 330 с.
В работах, опубликованных в соавторстве, соискателю принадлежат следующие научные результаты (в квадратных скобках указаны номера работ, представленных выше): постановка и решения задачи [1, 13, 14, 17, 33], проведение экспериментальных исследований и результаты их обработки [2, 5], разработка практических рекомендаций [20, 23, 24, 29, 31, 34], разработка направления исследования [6, 8, 9, 21, 22, 25, 26, 27, 28, 30, 38, 39, 40].
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа