CC BY
104
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МАШИНЫ И ГИДРОПНЕВМОАГРЕГАТЫ
УДК 543.8 + 541.13
ГИДРОПНЕВМАТИЧЕСКАЯ ПОДВЕСКА ГОРИЗОНТАЛЬНОЙ БАЛКИ ГРУЗОВОЙ ПЛАТФОРМЫ К.Д. Ефремова, В.Н. Пильгунов
МГТУ им. Н.Э. Баумана, Москва, Российская Федерация e-mail: efremova.k.d@gmail.com; vnp41@yandex.ru
Рассмотрена возможность создания гидропневматической подвески балки грузовой платформы, обеспечивающей малые угловые отклонения платформы от ее первоначально заданного горизонтального положения при смещении центра масс расположенного на платформе груза от вертикальной оси платформы. Предложена гидравлическая схема подвески с перекрестным соединением поршневых и штоковых полостей гидроцилиндров и с компенсацией дифферен-циальности гидроцилиндров посредством газожидкостных гидроаккумуляторов. Разработана методика расчета статической характеристики гидропневматической подвески при смещении центра масс нагрузки от вертикальной оси платформы или дополнительном нагружении одного из концов балки. Выполнены поверочные расчеты статических характеристик гидропневматической подвески на примере двух типоразмеров гидроцилиндров. Проведена оценка влияния дифференциальности гидроцилиндров и начальных объемов газовых полостей гидроаккумуляторов на величину отклонения балки от горизонтальной позиции при смещении центра масс нагрузки от вертикальной оси платформы или дополнительном одностороннем нагружении одного из концов балки. Показано, что гидропневматическая подвеска на базе двух дифференциальных гидроцилиндров с перекрестным соединением их поршневых и штоковых полостей и присоединением газожидкостных гидроаккумуляторов может быть использована в качестве стабилизатора поперечной устойчивости транспортного средства.
Ключевые слова: гидропневматическая подвеска, газожидкостный гидроаккумулятор, дифференциальность гидроцилиндра, поршневая полость гидроцилиндра, штоковая полость гидроцилиндра.
AN HYDRO-PNEUMATIC SUSPENSION FOR A HORIZONTAL BALANCE BEAM OF THE LOADING PLATFORM
K.D. Efremova, V.N. Pilgunov
Bauman Moscow State Technical University, Moscow, Russian Federation e-mail: efremova.k.d@gmail.com; vnp41@yandex.ru
The authors examine the possibility of creating a hydro-pneumatic suspension destined for horizontal balance beam of the loading platform. This suspension ensures small angular deviation of this platform relatively its specified initial horizontal position at the displacement of mass center for load located on this platform vs its vertical axis coordinates. An hydraulic scheme of this suspension with cross-strapped of the piston and rod hydrocylinder cavities is proposed. It includes the compensation of hydrocylinder differentiations with help of gaz-liquid hydroaccumulators. The method of the static characteristic calculation for hydro-pneumatic suspension has been developed for both displacement ofthe load mass center vs vertical axis
* Статья подготовлена к 100-летию кафедры “Гидромеханика, гидромашины и гидропневмоавтоматика” МГТУ им. Н.Э. Баумана.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение” 2014. № 6 73
coordinates ofplatform and under additional loading of one end of the balance beam. Recalculation of static characteristics for hydro-pneumatic suspension is carried out using an example of two standard sizes of hydrocylinders. Authors have estimated the influence both the cylinder differentiation and initial volumes of hydroaccumulator gaz cavities by deviation value of balance beam vs its horizontal position at the displacement ofload mass center vs its vertical axis coordinates or under additional unilateral loading for one end of the balance beam. It has been shown that hydropneumatic suspension based on two differential hydrocylinders with cross-strapped of the piston and rod hydrocylinder cavities and two gaz-liquid hydroaccumulators may be used as an antiroll bar of the transport vehicle.
Keywords: hydro-pneumatic suspension, gaz-liquid hydroaccumulator, hydrocylinder differentiation, piston hydrocylinder cavity, rod hydrocylinder cavity.
В тяжелой промышленности, строительной индустрии, морском флоте, радиоастрономии и радиотелеметрии возникают проблемы, связанные с необходимостью удержания грузовой платформы в ее первоначальном горизонтальном положении при смещении центра тяжести нагружающей массы относительно вертикальной оси платформы [1-3]. Аналогичная проблема возникает при дополнительном нагружении одного из концов балки дополнительной силой, соизмеримой с основной нагрузкой. Система горизонтальной стабилизации грузовой платформы должна быть достаточно мягкой, чтобы не допустить большие ударные нагрузки в переходных процессах [4, 5].
Использование для решения указанных проблем сложных и дорогостоящих следящих систем оправдано только при жестких требованиях к допустимому отклонению платформы от горизонта [6-8]. Пружинная подвеска грузовой платформы не решает задачу горизонтальной стабилизации. Копирующий пневмопривод [9] в условиях ограничения уровня максимального давления в пневмосистеме значениями p = 0,8... 1,0 МПа может решить задачу горизонтальной стабилизации только слабонагруженной платформы. Задача предлагаемой работы — исследование возможности создания гидропневматической подвески несущей балки горизонтальной грузовой платформы и разработка методики ее расчета.
Предлагаемая гидравлическая схема подвески приведена на ри-еунке.
Горизонтальная балка платформы, нагруженная массой M, определяющей вертикальную составляющую нагрузки R = Mg, поддерживается двумя дифференциальными гидроцилиндрами ГЦ и ГЦ2, поршневые и штоковые полости которых перекрестно соединены гидравлическими магистралями [10]. В силу дифференциальности гидроцилиндров для компенсации разницы объемов рабочей жидкости, вытесняемой из поршневой полости гидроцилиндра ГЦ при просадке платформы X1, вызванной смещением силы R, и объема, высвобождаемого в штоковой полости гидроцилиндра ГЦ2, предусмотрены газожидкостные гидроаккумуляторы FA и ГА2. Начальное давление
74 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2014. №6
Гидравлическая схема гидропневматической подвески
p0 в полостях гидроцилиндров обеспечивается питающей установкой малой мощности посредством подпиточных клапанов К.
Рассмотрим условия равновесия несущей балки горизонтальной грузовой платформы, установленной на гидропневматической подвеске [11]. При отсутствии смещения нагрузки R относительно вертикальной оси балки Li = L2 = 0,5L, дополнительная нагрузка на штоках гидроцилиндров отсутствует, AR = 0 и, без учета сил трения в уплотнениях гидроцилиндров, уравнения равновесия будут иметь вид
0,5R + Р2 Аш — Pi Ап = 0 (1)
— для гидроцилиндра ГЦ1;
0,5R + p4Аш - РзАп = 0 (2)
— для гидроцилиндра ГЦ2, где Ап = 0,785d2 и Аш = 0,785(^Л — ^) — площади поршня в поршневой и штоковой полостях гидроцилиндров соответственно; йп — диаметр поршня; йш — диаметр штока.
Сопоставление равенств (1) и (2), с учетом соотношений pi = p4 и p2 = р3, определяет равновесное состояние гидроцилиндров после окончания переходного процесса
pi (Ап + Аш) = p2 (Ап + Аш).
Следовательно, в условиях равновесия балки в полостях гидроцилиндров установятся одинаковые давления pi = p2 = p3 = p4 = p0, где
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение” 2014. № 6 75
p0 — значение начального давления в полостях гидроцилиндров, определяемого нагрузкой R1 = R2 = 0,5R.
Давление p0 определим из совместного решения уравнений (1), (2)
Ро =
0,5R Ап - Аш'
(3)
Давление р0 соответствует давлению в газовых полостях гидравлических аккумуляторов ГА1 и ГА2, при котором устанавливаются их исходные объемы W10 и W20. Эти объемы в общем случае могут незначительно отличаться друг от друга и определяются первоначальным давлением наддува гидроаккумуляторов азотом.
Рассмотрим условия равновесия балки грузовой платформы при смещении нагрузки R от вертикальной оси балки в направлении гидроцилиндра ГЦ1 на AL [12, 13]: такое смещение нагрузки приводит к дополнительным нагружению ГЦ1 и разгрузке ГЦ2 на значение AR.
Увеличенная суммарная нагрузка на штоке ГЦ1 R1 = 0,5R + AR является причиной просадки его поршня на значение Х1 и вызывает повышение давления в поршневой полости на Ap1. Уменьшенная на то же значение AR нагрузка на штоке ГЦ2 R1 = 0,5R - AR вызовет его выдвижение на Х2 и подъем правого конца балки. Вытесняемые из поршневой полости ГЦ1 и из штоковой полости ГЦ2 объемы рабочей жидкости Wni = АпХ1 и W^ = АшХ2 начнут поступать в гидроаккумулятор ГА1, что приведет к уменьшению начального объема его газовой полости на WrA1 = АпХ1 + АшХ2. Увеличение объемов штоковой и поршневой полостей гидроцилиндров ГЦ1 и ГЦ2 будет компенсироваться поступлением в них рабочей жидкости, вытесняемой из гидроаккумулятора ГА2, объем которой составляет WrA2 = АпХ2 + + АшХь
В силу малости атмосферного давления по сравнению с начальными избыточными давлениями в полостях гидроцилиндров ратм ^ р0, изменение состояния газа в газовых полостях гидравлических аккумуляторах в условиях изотермического процесса сжатия газа запишем в соответствии с уравнением Менделеева-Клапейрона [14, 15]:
P0W10 = (Р0 + Ap1)(W10 - Wm) = (W10 - АпХ1 - АшХ2); (4)
P0W20 = (p0 - Ap2)(W20 + WrA2) = (W20 + АпХ2 + AшX1), (5)
где Ap1 и Ap2 — повышение и понижение давлений в поршневой и штоковой полостях ГЦ1, обусловленные добавленной нагрузкой AR.
По окончанию переходных процессов в полостях гидроцилиндров установятся избыточные давления (p0 + Ap1) = (p0 + Ap4) и (p0 + + Ap2) = (p0 + Ap3), что соответствует равенствам Ap1 = Ap4 и
Ap2 = Ap3.
Если начальные объемы газовых полостей гидравлических аккумуляторов равны W10 = W20 = W0, то совместное решение уравнений
76 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2014. №6
(4) и (5) определяет обобщенное уравнение гидростатики гидропневматической подвески горизонтальной балки:
ро(Ап + Аш)(Х1 + Х2) + Ар1(АпХ1 + Аш Х2 — Wc)-
- Ар2(АшХ1 + АпХ2 + Wo) = 0. (6)
При смещении нагрузки R в сторону ГЦ1 уравнения (1) и (2) принимают вид:
0,5R + АR - ро(Ап - Аш) - Ар1Ап - Ар2Аш = 0, (7)
0,5R - АR - ро(Ап - Аш) + Ар1Аш + Ар2Ап = 0. (8)
Совместное решение уравнений (7) и (8) определяет соответствие между приращениями давлений Ар2 и Ар1 при смещении нагрузки на АL = L2 - L1 (см. рисунок)
Ар2 =
2А R
Ап + Аш
Ар1.
Подстановка полученного значения давления Ар2 = Ар3 в обобщенное уравнение гидростатики подвески (6) устанавливает связь между смещениями штоков гидроцилиндров
Х2 =
2АRWo
К (Ап + Аш) - 2^А^^Ап
Х К (Ап + Аш)
К (Ап + Аш)
где К — коэффициент нагрузки, равный
2АRAш 2АДАп ,
К = (р0 + Ар1)(Ап + Аш). (9)
Определим приращение давления Ар1 в поршневой полости гидроцилиндра ГЦ1 при смещении нагрузки. Из уравнения (8) выразим приращение давления Ар2
Ар2 =
АR
0,5R + ро(Ап
А
п
Аш) - Ар1 Аш
(10)
Подстановка полученного выражения Ар2 в уравнение (7) определяет значение
Ар1 =
АД
Ап + Аш
(11)
С учетом равенства (11), коэффициент нагрузки будет определяться значениями сил R и АR, действующих на балку,
К
0,5^Ап + Аш)
Ап
Аш
+ АR.
(12)
Относительное приращение давления Ар1 будем оценивать выражением
= Ар1 = 2АR(AП - Аш)
Р ро R(Aп + Аш)
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение” 2014. № 6 77
Из уравнения (10), с учетом значения приращения давления Ap1 (11), получим выражение для оценки приращения давления Ap2
A R
Ap2 =
= Api.
Лп + ЛИ
Используя уравнение (5), установим связь между смещениями штоков гидроцилиндров через приращение давления Ap2:
X2 =
Ap2Wo
Л^ - Ap2)
Y Лш
— Xi лп'
Подстановка значения X2 в уравнение (4) определяет выражение для просадки левого конца балки
Xi
ARWo
Лп + Лш
Лп
0,5^Лп + Лш) + AR(Лп — Лш)
Лш
0,5R(Лп + Лш) — AR(Лп — Лш)
(13)
Исследуем работоспособность гидропневматической подвески поперечной балки горизонтальной грузовой платформы, выполненной на базе гидроцилиндров ГЦ 32/16-200, имеющих следующие геометрические параметры: диаметр поршня dn = 32 • 10-3 м; диаметр штока ^ш = 16 • 10-3 м; рабочая длина штока S = 0,2 м; рабочая площадь поршня в поршневой полости Ап = 0,803 • 10-3 м2; рабочая площадь поршня в штоковой полости Аш = 0,599 • 10-3 м2; дифференциаль-ность гидроцилиндра D = Ап/Аш = 1,34; сумма рабочих площадей поршня Ап + Аш = 1,4 • 10-3 м2; разность рабочих площадей поршня Ап — Аш = 0,2 • 10-3 м2; объем (литраж) поршневой полости гидроцилиндра Wj-ц = 0,161 • 10-3 м3. Примем начальные объемы газовых полостей гидроаккумуляторов одинаковыми и равными литражу поршневой полости гидроцилиндра W10 = W20 = 0,161 • 10-3 м3.
Расчеты выполним для двух значений нагрузки: R = 20 • 103 Н и R =10 • 103 Н.
В этом случае в соответствии с равенством (4) при отсутствии смещения нагрузки в полостях гидроцилиндров установятся давления p0 = 50 МПа и p0 = 25 МПа.
Угол наклона поперечной балки грузовой платформы относительно горизонта а при смещении нагрузки относительно оси платформы оценим для длины балки L = 1000 мм.
Результаты расчетов, выполненных в соответствии с формулами (12) и (13) и с учетом равенства (13), представлены в табл. 1.
78 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2014. №6
Таблица 1
A R Нагрузка R = 20 • 103 Н Нагрузка R =10 • 103 Н
Х1, мм Х2, мм AX, мм а, град. Х1, мм Х2, мм AX, мм а, град.
0,1 R 2,7 -5,5 8,2 0,47 2,8 -4,6 7,4 0,42
0,2 R 4,0 -9,5 13,5 0,77 10 -1,8 11,8 0,67
0,3 R 4,0 -16 20 1,15 4,4 -15 19,4 1,11
0,4 R 3,0 -24 27 1,55 3,0 -24 27,0 1,55
0,5 R 0 -33 33 1,89 1,0 -32 33 1,90
В табл. 1 разность смещений штоков гидроцилиндров AX=X\-X2, с учетом знака смещения X2 штока ГЦ2, определяет значение тангенса угла наклона балки
tg а = AX/L « а.
Уменьшим нагрузку на балку до R = 2 • 103 Н, при этом начальное давление в полостях гидроцилиндров понизится до значения р0 = 5 МПа. Оценим значения смещения штоков гидроцилиндров и угол наклона балки при дополнительной нагрузке AR = 0,2R: Xi = 2 мм, X2 = -12 мм, AX = 14 мм, а = 0,80 град. Сравнение полученных результатов с данными табл. 1 показывает, что существенное уменьшение (в 10 раз!) начальной нагрузки R на балку практически не влияет на угол а наклона балки.
Исследуем влияние начальных объемов газовых полостей гидравлических аккумуляторов на работоспособность подвески: для значений нагрузки R =10 • 103 Н и дополнительной нагрузки AR = 0,3R = = 3 • 103 Н коэффициент нагрузки принимает значение K = 38 • 103 Н. Результаты расчетов представлены в табл. 2.
Таблица 2
Wo/Wrp £ со Х1, мм Х2, мм АХ, мм а, град.
0,8 0,1310-3 3,3 -13,0 16,3 0,93
1,0 0,16110-3 4,4 -15,0 19,4 1,11
1,2 0,193-10-3 4,7 -19,2 23,9 1,37
2,0 0,322-10-3 7,9 -32,0 39,9 2,3
Проведенный анализ влияния начальных объемов газовых полостей гидроаккумуляторов на качество работы гидропневматической подвески показывает, что увеличение этих объемов существенно уменьшает жесткость балки и увеличивает ее угол наклона к горизонту при смещении нагрузки.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение” 2014. № 6 79
Необходимо отметить, что несущая способность гидропневматической подвески определяется значением номинального давления в гидросистеме р0ном и диаметром штока dm в соответствии с равенством (3) р0ном = 2R/ndm2. Если для гидроцилиндра ГЦ 32/16-200 принять р0ном = 16 МПа, то допустимая нагрузка на балку составит Rдоп = 6,5 • 103 Н.
При расчете толщины стенки гидроцилиндра необходимо учитывать значение добавленного давления (11), определяемого смещением нагрузки относительно вертикальной оси балки. При выборе начальных положений поршней в цилиндрах необходимо учитывать значение их возможных смещений Х1 = X1max и —Х1 = — Х1 max.
Рассмотрим работоспособность гидропневматической подвески, выполненной на базе гидроцилиндров ГЦ 32/22-200, которые как и рассмотренные ГЦ 32/16-200, при том же диаметре поршня d„, рабочей длине S штока, рабочей площади Ап поршня в поршневой полости и объеме Wj-ц поршневой полости гидроцилиндра, имеют следующие параметры: диаметр штока dm = 22 • 10-3 м; рабочая площадь поршня в штоковой полости Аш = 0,423 • 10-3 м2; дифференциальность гидроцилиндра D = Ап/Аш = 1,90; сумма рабочих площадей поршня Ап + Аш = 1,23 • 10-3 м2; разность рабочих площадей поршня Ап — Аш = 0,38 • 10-3 м2.
Расчеты, выполненные в соответствии с формулами (12) и (13) для значений R =10 • 103 Н, AR = 3 • 103 Н и W10 = W20 = 0,161 • 10-3 м3 дали следующие результаты: K = 19,2 Н; Xi = 8,1 мм; Х2 = —42 мм; AX = 50 мм и а = 2,87град.
Сравнение полученных результатов с данными табл. 1 показывает, что просадка штока ГЦ1 увеличилась в 1,9 раза, а угол наклона балки — в 2,5 раза. Таким образом, увеличение дифференциальности гидроцилиндра вызывает существенное увеличение просадки левого конца балки Х1 и угла отклонения от горизонта а.
Оценим работоспособность гидропневматической подвески при дополнительном одностороннем нагружении левого конца балки силой AR. При этом нагрузки на штоки гидроцилиндров будут равны, соответственно: R1 = 0,5R + AR и R2 = 0,5R, где, как и прежде, R — начальная нагрузка, приложенная в центре тяжести балки.
Уравнения (7) и (8) принимают вид
0,5R + AR — ро(Ап — Аш) — ApiAn — Ap-Аш = 0, (14)
0,5R — ро(Ап — Аш) + AplAш + Ap-Ап = 0. (15)
Совместное решение уравнений (14) и (15) определяет связь между приращениями давлений:
Ap2 =
AR
Ап + Аш
Api.
80 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2014. №6
Подстановка приращения давления Др2 в обобщенное уравнение гидростатики гидропневматической подвески горизонтальной балки (6) определяет зависимость между смещениями штоков гидроцилиндров:
X2 =
ДЯН^
K(Ап + Аш) — ДЯАп
X K(Ап + Аш) — ДЯАш
Х K(Ап + Аш) — ДЯАп ’
(16)
где, как и прежде, K — коэффициент нагрузки, определяемый выражением (9).
Определим приращение давления Др1 при дополнительном одностороннем нагружении левого конца балки. Для этого из равенства (15) найдем выражение для определения приращения давления Др2
ДР2 =
Р0 (Ап Аш) Др1Ан
ап
0,5Я
После подстановки полученного выражения Др2 в уравнение (14) получим зависимость приращения давления Др1 от дополнительной нагрузки ДЯ
Др1
ДЯАп
(Ап + Аш)(Ап — Аш)
(17)
Коэффициент нагрузки (9) будет определяться выражением
K = [0,5Я(Ап + Аш) + ДЯАп](Ап — Аш). (18)
Используя выражение (14), с учетом равенства (17), получаем значение приращения давления Др2
Др2 =
ДЯАщ
(Ап + Аш)(Ап
Аш)
Значение просадки штока ГЦ1 определяется в соответствии с равенством (13). Исследуем работу гидропневматической подвески, выполненной на базе гидроцилиндров ГЦ 32/16-200 для значений Я =10 • 103H, ДЯ = 0,3Я = 3 • 103Ни Wo = 0,161 • 10-3м3.
Из табл. 1 находим значение Х1 = 4,4 мм. В соответствии с равенствами (18) и (16) определяем значения коэффициента нагрузки K = 47 • 103 Н и выдвижения штока ГЦ2 Х2 = 3,2 мм и угол отклонения балки от горизонта а = 0,43 град.
При таких же значениях нагрузок смещение силы Я относительно вертикальной оси балки в сторону ГЦ1 угол наклона балки составил а = 1,11 град., т.е. в 2,5 раза больше.
Необходимо отметить, что режим работы гидропневматической подвески балки, соответствующий одностороннему дополнительному нагружению ГЦ1, идентичен работе гидропневматической подвески транспортного средства [16], если рассматривать воздействие силы ДЯ со стороны дна гидроцилиндра ГЦ1.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение” 2014. № 6 81
Выводы. 1. Показана возможность использования гидропневматической подвески, выполненной по схеме перекрестного соединения поршневых и штоковых полостей дифференциальных гидроцилиндров, для горизонтальной стабилизации балки грузовой платформы при смещении нагрузки относительно вертикальной оси балки.
2. Разработана методика расчета параметров гидропневматической подвески балки горизонтальной грузовой платформы.
3. Исследовано влияние геометрических параметров гидроцилиндров и начальных объемов газовых полостей гидравлических аккумуляторов, используемых в схеме гидропневматической подвески, на жесткость балки и угол ее наклона к горизонту при смещении нагрузки относительно вертикальной оси балки.
4. Проведена оценка работоспособности гидропневматической подвески балки при дополнительном одностороннем нагружении одного из ее концов.
5. Отмечено, что гидропневматическая подвеска с перекрестным соединением поршневых и штоковых полостей гидроцилиндров может быть использована для обеспечения поперечной устойчивости платформы транспортного средства.
ЛИТЕРАТУРА
1. Жеглов Л.Ф. Автоматические системы подрессоривания. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2001. 48 с.
2. Масси П. Активные (регулируемые) подвески / пер. с англ. М.: ВА БТВ, 1979. С. 12-17.
3. Depres K., Martens K., Ramon H. Comfort improvement by passive and semi-active hydropneumatic suspension using global optimization technique. American control conference, 8-10 May 2002, Auchorage, USA.
4. КотиевГ.О., СарачЕ.Б. Комплексное подрессоривание высокоподвижных двухзвенных гусеничных машин. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2010. 184 с.
5. Смирнов А.А. Математическое моделирование пневмогидравлических устройств систем подрессоривания транспортных средств. Дисс.... канд. техн. наук. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999. 179 с.
6. El Demerdash S.M., Crolla D.A. Hydropneumatic slow-active suspension with preview control. Vehicle System Dynamics Band 25, (1996) Heft 5, P. 369-386.
7. Giliomee C.L., Els P.S. Semi-active hydropneumatic spring and damper system // J. of Terrametrics, 35 (1998). P. 109-117.
8. Schuman A.R., Anderson R.J. Optimal control of an active antiroll suspension for an off road utility vehicle using interconnected hydragas suspension units. Vehicle System Dynamics Band 37 (2002) Helf Suppl. P. 145-156.
9. Пильгунов В.Н., Ефремова К.Д.Копирующий пневмопривод. Электронное науч.-тех. издание “Наука и образование”: Инженерный журнал: наука и инновации. Вып.№ 4 (16), октябрь 2013.
10. Wolfgang Bauer. Hydropneumatisch Federungssysteme. Springer-Verlag State Berlin - Heidelberg, 2008. 50 p.
11. Башта Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. М.: Высш. шк., 1991. 367 с.
12. Moreau X., Nouillant C., Oustaloup A. Global and local suspension controls applied to vehicle braking on roads. ECC, Europ. Control Conf., 2001. P. 3642-3647.
82 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2014. №6
13. Waller R., Naf W. Hydropneumatisches Querfeder — und Dampfungssystem fur Schienenfarzeuge, O + P, Olhydraulik und Pneumatik Band 41 (1997) Heft 10. S. 740742.
14. Нагорный В.С., Денисов А.А. Устройства автоматики гидро- и пневмосистем. М.: Высш. шк., 1991. 367 с.
15. Дмитриев В.И., Градецкий В.Г. Основы пневмоавтоматики. М.: Машиностроение, 1973. 360 с.
16. Eulenbach D. Nivomat — Stand und Entwicklungstrens hydropneumatischer Niveauregelsysteme, Tagung: Kraftfahrzeugstossdampfer und ihr Einfluss auf das Fahrwerk, Komponenten und Systeme, 25-26 Nov., 2003, Haus der Technik, Essen, Ger.
REFERENCES
[1] Zheglov L.F. Avtomaticheskie sistemy podressorivaniya [Automatic cushioning system]. Moscow, MGTU im. N.E. Baumana Publ., 2012. 48 p.
[2] Massi P. Aktivnye (reguliruemye) podveski [Active (adjustable) suspension]. Moscow, VA BTV Publ., 1979 (cited pp. 12-17).
[3] Depres K., Martens K., Ramon H. Comfort improvement by passive and semi-active hydro-pneumatic suspension using global optimization technique. Proc. American Control Conf., Auchorage, USA, May 8-10, 2002.
[4] Kotiev G.O., Sarach E.B. Kompleksnoe podressorivanie vysokopodvizhnykh dvukhzvennykh gusenichnykh mashin [Integrated cushioning of high-mobility double-link tracked vehicles]. Moscow, Bauman MSTU Publ., 2010. 184 p.
[5] Smirnov A.A. Matematicheskoe modelirovanie pnevmogidravlicheskikh ustroystv sistem podressorivaniya transportnykh sredstv. Diss. kand. tehn. nauk [Mathematical simulation of pneumatic hydraulic devices for cushioning system of vehicles. Cand. tech. sci. diss.]. Moscow, MGTU im. N.E. Baumana Publ., 1999. 179 p.
[6] El Demerdash S.M., Crolla D.A. Hydropneumatic slow-active suspension with preview control. Vehicle System Dynamics, 1996, vol. 25, no. 5, pp. 369-386. DOI: 10.1080/00423119608968972
[7] Giliomee C.L., Els P.S. Semi-active hydropneumatic spring and damper system. J. of Terrametrics, 1998, vol. 35, iss. 2, pp. 109-117. DOI: 10.1016/S0022-4898(98)00016-0
[8] Schuman A.R., Anderson R.J. Optimal control of an active antiroll suspension for an off road utility vehicle using interconnected hydra-gas suspension units. 17th IAVSD symposium “The dynamics of vehicles on roads and on tracks”. Lyngby, Denmark, August 20-24, 2001. Supplement to J. “Vehicle System Dynamics”, 2002, vol. 37, pp. 145-156.
[9] Pil’gunov V.N., Efremova K.D. The slave pneumatic actuator. Jelektr. nauchno-tehn. Izd. “Inzhenernyj zhurnal: nauka i innovacii” MGTU im. N.E. Baumana [El. Sc.-Techn. Publ. “Eng. J.: Science and Innovation” of Bauman MSTU], 2013, no. 4 (16) (in Russ.). Available at: http://engjournal.ru/catalog/it/nav/1095.html (accessed 01.10. 2014).
[10] Bauer W. Hydropneumatisch Federungssysteme. Springer-Verlag Berlin -Heidelberg, 2008, 50 p. (in Ger.). (Engl. ed.: Bauer W. Hydro-pneumatic suspension systems. Springer, 2011. 237 p.).
[11] Bashta T.M., Rudnev S.S., Nekrasov B.B. Gidravlika, gidromashiny i gidroprivody [Hydraulics, hydraulic machines, hydraulic drives]. Moscow, Vysshaya Shkola Publ., 1991. 367 p.
[12] Moreau X., Nouillant C., Oustaloup A. Global and local suspension controls applied to vehicle braking on roads. Proc. of Europ.Control Conf. ECC. Seminario de Vilar, Porto, Portugal, September 4-7, 2001, pp. 3642-3647.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение” 2014. № 6 83
[13] Waller R., Naf W. Hydropneumatisches Querfeder — und Dampfungssystem fur Schienenfarzeuge [Hydro-pneumatic cross-spring and damping system for rail vehicles]. O+P (Olhydraulik undPneumatik), 1997, vol. 41, no. 10, pp. 740-742.
[14] Nagornyy V.S., Denisov A.A. Ustroystva avtomatiki gidro- i pnevmosistem [Devices of automatics of hydro and pneumatic systems]. Moscow, Vysshaya Shkola Publ., 1991. 367 p.
[15] Dmitriev V.I., Gradetskiy V.G. Osnovy pnevmoavtomatiki [Fundamentals of pneumatic control]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1973. 360 p.
[16] Eulenbach D. Nivomat — Stand und entwicklungstrens hydropneumatischer niveauregelsysteme [Nivomat — Stand and development trends of hydropneumatic level control systems] Wer. Tagung “Kraftfahrzeugstossdampfer und ihr Einfluss auf das Fahrwerk, Komponenten und Systeme” [Proc. of workshop “Automobile shock absorber and its influence on the chassis, components and systems”]. Haus der Technik, Essen, Germany, November 25-26, 2003.
Статья поступила в редакцию 17.06.2014
Клара Дмитриевна Ефремова — канд. техн. наук, доцент кафедры “Гидромеханика, гидравлические машины и гидропневмоавтоматика” МГТУ им. Н.Э. Баумана, почетный работник высшего профессионального образования РФ. Автор 50 научных работ по пневмоприводам, элементам пневмоавтоматики и электропневматическим системам управления.
МГТУ им. Н.Э. Баумана, Российская Федерация, 105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5.
Efremova K.D. — Cand. Sci. (Eng.), assoc. professor of “Hydromechanics, Hydraulic Machines and Hydro-Pneumoautomatics” department of the Bauman Moscow State Technical University. Honour Employee of the Highest Professional Education of the RF. Author of more than 50 publications in the field of the gas and fluid mechanics, pneumatics and electro-pneumatics control systems, pneumatic drives.
Bauman Moscow State Technical University, 2-ya Baumanskaya ul. 5, Moscow, 105005 Russian Federation.
Владимир Николаевич Пильгунов — канд. техн. наук, доцент кафедры “Гидромеханика, гидравлические машины и гидропневмоавтоматика” МГТУ им. Н.Э. Баумана, почетный работник высшего профессионального образования РФ. Автор 60 научных работ по механике жидкости, сонолюминесценции, кавитации, объемным гидроприводам и устройствам гидроавтоматики.
МГТУ им. Н.Э. Баумана, Российская Федерация, 105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5.
Pilgunov V.N. — Cand. Sci. (Eng.), assoc. professor of “Hydromechanics, Hydraulic Machines and Hydro-Pneumoautomatics” department of the Bauman Moscow State Technical University. Honour Employee of the Highest Professional Education of the RF. Author of more than 60 publications in the field of the gas and fluid mechanics hydraulic drives, sonoluminescence, cavity, volume hydraulic transmission, hydraulic and electro-hydraulic control systems.
Bauman Moscow State Technical University, 2-ya Baumanskaya ul. 5, Moscow, 105005 Russian Federation.
84 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2014. №6
