CC BY
57
Оригинальная статья / Original article УДК 625. 514
DOI: http://dx.doi.org/10.21285/1814-3520-2019-2-237-245
Математическая модель регулятора аксиально-поршневого насоса на примере HPV102GW-RH23A фирмы «Hitachi»
© В.Г. Зедгенизов, А.Н. Стрельников, Д.С. Бирюков
Иркутский национальный исследовательский технический университет, г. Иркутск, Россия
Резюме: Цель - разработать математическую модель регулятора аксиально-поршневого насоса HPV102GW-RH23A фирмы Hitachi для определения влияния параметров регулятора на выходные характеристики насоса; математическое моделирование рабочего процесса регулятора. Разработана математическая модель регулятора, предложена схема ее решения в среде «Matlab-Simulink», определены перемещения золотника (х1), сервопоршня (хэ) и изменение давления со стороны большой площади сервопоршня (рэ) во времени при номинальном давлении в системе и при р>рном , получена зависимость перемещения сервопоршня (хэ) от жесткости пружины золотника. Разработанная математическая модель регулятора дает возможность установить причины неисправностей в работе регулируемого аксиально-поршневого насоса. Так, при увеличении жесткости пружины золотника 1 на величину 5000 Н/м перемещение сервопоршня, а, следовательно, и подача насоса уменьшаются на 20%. Это приводит к снижению загрузки двигателя базовой машины и потере производительности экскаватора в целом. Увеличение суммарной жесткости пружин золотника 6 по сравнению с паспортными данными может привести к перегрузке двигателя экскаватора вплоть до полного его останова.
Ключевые слова: объемный гидропривод, регулируемый аксиально-поршневой насос, регулятор
Информация о статье: Дата поступления 22 января 2019 г.; дата принятия к печати 21 марта 2019 г.; дата он-лайн-размещения 30 апреля 2019 г.
Для цитирования: Зедгенизов В.Г., Стрельников А.Н., Бирюков Д.С. Математическая модель регулятора аксиально-поршневого насоса на примере HPV102GW-RH23A фирмы «Hitachi». Вестник Иркутского государственного технического университета. 2019. Т.23. №2. С. 237-245. DOI: 10.21285/1814-3520-2019-2-237-245.
A mathematical model of the axial piston pump controller on example of Hitachi HPV102GW-RH23A
Viktor G. Zedgenizov, Alexander N. Strelnikov, Dmitry S. Biryukov
National Research Irkutsk State Technical University, Irkutsk, Russia
Abstract: The purpose of the paper is to develop a mathematical model of the controller of the axial piston pump Hitachi HPV102GW-RH23A to determine the influence of controller parameters on pump output characteristics and carry out the mathematical modeling of controller operation. The mathematical model of the controller is developed. Its solution scheme in Matlab-Simulink is proposed. Displacements of the spool (X1), servo piston (хэ) are determined as well as changes in the pressure from a large area of the servo piston (p3) in time at a nominal pressure in the system and when p>pnom. The dependence of the servo piston displacement (X3) on the spool spring stiffness is obtained. The developed mathematical model of the controller allows to find out the causes of malfunctions in the operation of the adjustable axial piston pump. Thus, an increase in the stiffness of the spool 1 spring by 5000 N/m decreases the servo piston displacement and, consequently, the pump flow by 20%. This reduces the load of the basic machine engine and causes the loss of excavator performance as a whole. The increase in the total stiffness of the springs of spool 6 in comparison with the nameplate data can lead to an overload of the excavator engine up to its complete stop.
Keywords: fluid power drive, adjustable axial piston pump, controller
Information about the article: Received January 22, 2019; accepted for publication March 21, 2019; available online April 30, 2019.
For citation: Zedgenizov V.G., Strelnikov A.N., Biryukov D.S. A mathematical model of the axial piston pump controller on example of Hitachi HPV102GW-RH23A. Vestnik Irkutskogo gosudarstvennogo tehnicheskogo universiteta = Proceedings of Irkutsk State Technical University. 2019, vol. 23, pp. 237-245. (In Russ.) DOI: 10.21285/1814-3520-20192-237-245.
Зедгенизов В.Г., Стрельников А.Н., Бирюков Д.С. Математическая модель регулятора аксиально-... Zedgenizov V.G., Strelnikov A.N., Biryukov D.S. A mathematical model of the axial piston pump controller...
Введение
Современные тенденции развития строительного гидропривода предполагают повышение его эффективности за счет применения объемных регулируемых машин с гидравлическим управлением [1-4]. Это высокотехнологичные комплексы, включающие в себя силовую часть и систему управления подачей насоса, дальнейшее развитие которых, безусловно, связано с моделированием. Проведение прямого эксперимента на натурных образцах требует больших затрат времени и материальных средств, а область исследований зачастую ограничена техническими возможностями экспериментального образца. Моделирование, как метод научных исследований, обладает, с одной стороны достаточной достоверностью результатов, с другой - значительным сокращением затрат по сравнению с экспериментом на натурном образце. Поэтому разработка математической модели регулятора аксиально-поршневого насоса с целью определения влияния параметров регулятора на выходные характеристики насоса является актуальной задачей.
В качестве объекта исследования выбран двухсекционный регулируемый аксиально -поршневой насос HPV102GW-RH23A фирмы Hitachi с регулятором на каждой секции.
Регулятор насоса выполняет следующие функции [5].
1. Управление подачей насоса с помощью джойстика. При воздействии на джойстик клапан в гидрораспределителе задает давление Pi, которое поступает на регулятор. В свою очередь регулятор изменяет подачу насоса пропорционально поданному давлению. Когда джойстик возвращается в исходное положение, давление Pi уменьшается, что приводит к уменьшению подачи насоса (рис. 1 а).
2. Изменение подачи в зависимости от давления на выходе секций насоса. На регулятор подается давление Pd1 и давление Pd2 в качестве сигнала от секций насоса. Если их суммарное давление выходит за пределы характеристики P - Q (давление-подача), на которую настроен регулятор, он уменьшает подачу обеих секций таким образом, что суммарная подача насоса возвращается на линию настройки характеристики P - Q. Таким образом, осуществляется защита двигателя от перегрузки. Характеристика P - Q служит для совместного регулирования работы обеих секций. Несмотря на то, что секции, обслуживающие разные контуры, нагружены не одинаково, их суммарная мощность соответствует мощности двигателя (рис. 1 b).
3. Изменение подачи насоса от сигнала электромагнитного клапана управления крутящим моментом ДВС. Основной контроллер МС получает данные заданной и фактической частоты вращения двигателя и подает сигнал на электромагнитный клапан управления крутящим моментом. Последний подает на регулятор давление управления крутящим моментом Pps, который уменьшает подачу насоса (рис. 1 с).
4. Управление подачей от электромагнитного клапана (только контур секции 2). Когда на основной контроллер МС приходит сигналы от переключателя режима работы, от датчика давления или от переключателя режима рабочего оборудования, он направляет сигнал на электромагнитный клапан, который уменьшает давление управления насосом Pi, ограничивая максимальную подачу насоса (рис. 1 d).
На рис. 2 представлена расчетная схема регулятора.
Регулятор работает следующим образом. Управление подачей с помощью джойстика. При воздействии на джойстик увеличивается давление Pi. Поршень 4, преодолевая сопротивление пружины 1, перемещает золотник 3 в левую сторону. При этом канал большой полости сервопоршня 10 открывается на слив в гидробак. Давление системы управления Pg постоянно действует на сервопоршень 10 со стороны малой полости, и под действием разности давлений сервопоршень 10 смещается в том же направлении. В результате блок цилиндров отклоняется в сторону максимального наклона, увеличивая подачу насоса.
Одновременно блок цилиндров через систему рычагов 12 смещает гильзу 2 в направлении перемещения золотника 3. Когда гильза 2 сместится на такую же величину, как и золотник 3, канал слива в гидробак из большой полости сервопоршня перекрывается, сервопоршень 10 останавливается и увеличение подачи прекращается.
Ш
Подача насоса
(Q)
Давление управления насосом (Pi)
Подача
насоса (Q)
Увеличение давления
Уменьшение подачи /
Давление (Р)
Подача
насоса (Q)
Давление
насоса
(Q)
Ь
а
Давление (Р) L' Давление (Р)
с d
Рис. 1. Функции регулятора: а - управление подачей с помощью джойстика; b - изменение подачи в зависимости от давления на выходе секций насоса; с - изменение подачи насоса от сигнала электромагнитного клапана управления крутящим
моментом ДВС; d - управление подачей от электромагнитного клапана Fig. 1. Controller functions: а - joystick control of flow; b - flow variation depending on the pressure at the pump section outlet; с -pump flow variation depending on the signal of the electromagnetic ICE torque control valve; d - control of flow from the solenoid valve
Уменьшение подачи происходит при воздействии на рычаг управления в обратном направлении. При этом уменьшается давление Pi, на золотник 3 и поршень 4 действует усилие пружины 1 и заставляет их смещаться в правую сторону. При этом давление управления Рд подается в большую полость сервопоршня 10. За счет разности площадей большой и малой полости сервопоршень 10 также смещается вправо, и блок цилиндров отклоняется в сторону минимального наклона, уменьшая подачу насоса.
Одновременно блок цилиндров через систему рычагов 12 смещает гильзу 2 в том же направлении, что и золотник 3. Когда гильза сместится на такую же величину, как и золотник 3, канал к сервопоршню 10 через гильзу 2 и золотник 3 перекрывается, сервопоршень останавливается, и уменьшение подачи прекращается.
Изменение подачи в зависимости от давления на выходе секций насоса. При воздействии на любой рычаг управления экскаватора насос нагружается, увеличивается давление на выходе секции 1 (Pd1) или секции 2 (Pd2). Поршень нагрузки 5, сжимая внутреннюю и наружную пружины 8 и 9, смещает золотник 6 в правую сторону. Смещаясь, золотник 6 подает давление управления Pg в малую полость сервопоршня 10. За счет разности площадей большой и малой полостей сервопоршень 10 также смещается вправо, отклоняет блок цилиндров в сторону минимального наклона, уменьшая подачу насоса.
Зедгенизов В.Г., Стрельников А.Н., Бирюков Д.С. Математическая модель регулятора аксиально-. Zedgenizov V.G., Strelnikov A.N., Biryukov D.S. A mathematical model of the axial piston pump controller..
Рис. 2. Расчетная схема регулятора: Pd1 - давление подачи секции 1; Pd2 - давление подачи секции 2; Pi - давление ручного управления насосом; Pps - давление управления крутящим моментом ДВС; Dr - возврат в гидробак; Pg - начальное давление управления от насоса системы управления Fig. 2. Controller design scheme: Pd1 - section 1 flow pressure; Pd2 - section 2 flow pressure; Pi - pressure of the manual control of the pump; Pps - control pressure of ICE torque; Dr - return to hydraulic tank; Pg - initial control pressure from the control system pump
Одновременно блок цилиндров через систему рычагов 12 смещает гильзу 7 в том же направлении, в котором двигается золотник 6. Когда гильза сместится на такую же величину, как и золотник 6, канал к сервопоршню 10 через гильзу 7 и золотник 6 перекрывается, сервопо-ршень 10 останавливается, уменьшение подачи прекращается.
Когда нагрузка на насос ослабляется, уменьшаются давления Pd1 или Pd2. Поршень нагрузки 5 и золотник 6 под действием внутренней и наружной пружин 8 и 9 смещаются влево. Смещаясь, золотник 6 открывает канал слива из большой полости сервопоршня 10 в гидробак. Поскольку давление управления постоянно подается в малую полость сервопоршня 10, то под разностью давлений сервопоршень 10 также смещается влево. Таким образом, блок цилиндров отклоняется в сторону максимального наклона, увеличивая подачу насоса.
Одновременно блок цилиндров через систему рычагов 12 смещает гильзу 7 в том же направлении, что и золотник 6. Как только гильза 7 сместится на такую же величину, как и золотник 6, канал к сервопоршню 10 через гильзу 7 и золотник 6 перекрывается, сервопоршень 10 останавливается и увеличение подачи прекращается.
Изменение подачи насоса от сигнала электромагнитного клапана управления крутящим моментом ДВС. При увеличении давления управления крутящим моментом Pps оно суммируется с давлениями Pd1 и Pd2 и действует на поршень нагрузки 5. Далее процесс регулирования происходит так же, как при изменении подачи давлением на выходе секций насоса.
Разработке математических моделей объемного гидропривода посвящены работы многих авторов [6-12]. Опираясь на выполненные исследования, работа регулятора может быть описана следующей системой дифференциальных уравнений:
Ш
m1
d2x1
It2
= PtSi - C1X1
dx-i
k~T
dt
dp3 dx3
k 1ЦТ = s2Hf- ^ b(xi-x3)
2рз P
>
при р<рн
(1)
d X 2 d%2
m2-rr- = F - c2x2 - к —— 2 dt2 2 2 dt
dp3 dx7 k1-?± = S2-l dt dt
pb (x 2 - x3)
i
2ps P
>
при P>Phom ;
(2)
т3^ = р353 -Рд52-к^ (3)
где m1 - приведенная масса золотника 1, кг; X1 - перемещение золотника 1, м; Pi - давление ручного управления насосом, Па; S1 - площадь поперечного сечения поршня 4, м2; ^ - жесткость пружины 1, Н/м; k - коэффициент «жидкостного» трения, Нс/м; Ь - коэффициент упругости рабочей жидкости и материала стенок регулятора; S2 - меньшая площадь поперечного сечения сервопоршня, м2; ^ - коэффициент, зависящий от формы проходного сечения; Ь - высота проходного сечения, м; р - плотность рабочей жидкости, кг/м3; m2 - приведенная масса золотника 6, кг; Х2 - перемещение золотника 6, м; F - суммарное усилие со стороны поршня нагрузки 5, Н; C2 - суммарная жесткость пружин 8 и 9, Н/м; mз - приведенная масса сервопоршня 10, кг; Х3 - перемещение сервопоршня 10, м; pз - давление со стороны большой площади сервопоршня 10, Па; Sз - большая площадь поперечного сечения сервопоршня 10, м2; Pg - постоянное давление управления, Па; рном - номинальное давление в системе, Па.
При составлении математической модели были приняты следующие допущения:
• рабочая жидкость имеет постоянные параметры;
• сопротивление движущихся частей учитывается коэффициентом «жидкостного» трения;
• характеристики пружин линейны.
Уравнения (1) характеризуют перемещение золотника 1 и изменение давления в большой полости сервопоршня 10 при номинальном режиме работы, уравнения (2) - тоже при давлении в системе р>рном . Уравнение (3) определяет перемещение сервопоршня 10.
Для решения системы уравнений в среде «Matlab-SimuNnk» разработана схема, которая представлена на рис. 3 [13].
Цепочка блоков 11-39 имитирует решение уравнений (1), блоки 42-50 - уравнения (3), а блоки 24-33 - уравнение (3). Результаты решения выводятся на блок 53.
На рис. 4 представлены результаты моделирования: перемещения золотника 1 (х1), сервопоршня 10 (х3) и изменение давления со стороны большой площади сервопоршня (р3) во времени при номинальном давлении в системе (рис. 3 а) и при р>рном (рис. 3 Ь).
При номинальном давлении в начальный момент времени золотник и сервопоршень находятся в нулевом положении, давление - на уровне 2 МПа. При подаче давления Pi=1 МПа золотник начинает перемещаться и приблизительно через 0,05 с достигает своего крайнего положения (0,005 м), соединяя полость со стороны большой площади сервопоршня со сливной магистралью. В результате давление р3 начинает падать и, под действием разницы давлений на торцах сервопоршня, последний перемещается вслед за золотником.
Одновременно с перемещением сервопоршня приходит в движение гильза регулятора, которая постепенно перекрывает сливную магистраль. Через 0,2 с давление вновь начинает
Зедгенизов В.Г., Стрельников А.Н., Бирюков Д.С. Математическая модель регулятора аксиально-. Zedgenizov V.G., Strelnikov A.N., Biryukov D.S. A mathematical model of the axial piston pump controller..
возрастать и стабилизируется на первоначальном уровне (2 МПа). В результате движение сервопоршня замедляется, и последний останавливается на отметке 0,005 м, т.е. перемещается ровно настолько, насколько переместился золотник (рис. 3 a).
Рис. 3. Схема решения в «Matlab-Simulink» Fig. 3. Solution scheme in Matlab-Simulink
b
Рис. 4. Результаты моделирования в «Matlab-Simulink» Fig. 4. Matlab-Simulink simulation results
а
Ш
При подаче давления Pi = 2 МПа и Pi = 4 МПа золотник перемещается на уже на 0,01 м и на 0,02 м, соответственно, и вслед за ним через 0,8 с на такие же расстояния перемещается сервопоршень.
Если давление на выходе секций насоса превышает номинальное, то (независимо от положения золотника 3) в работу вступает золотник 6 и уменьшает подачу насоса.
Разработанная математическая модель регулятора дает возможность установить причины неисправностей в работе регулируемого аксиально-поршневого насоса. Так, например, при увеличении жесткости пружины 1 золотника 3 на величину 5000 Н/м перемещение серво-поршня 10, а, следовательно, и подача насоса уменьшается на 20%. Это приводит к снижению загрузки двигателя и потере производительности экскаватора в целом (рис. 5).
0,03
0,026
0,022 х3, м
0,018
0,014
0,01
х3
15000 0,026
20000 0,02
25000 0,016
с, Н/м
Рис. 5. Зависимость перемещения сервопоршня (х3) от жесткости пружины 1 золотника 3 Fig. 5. Dependence of the servo piston displacement (x3) on the stiffness of the spring 1 of the spool 3
Увеличение суммарной жесткости пружин 8 и 9 золотника 6 (по сравнению с паспортными данными) может привести к перегрузке двигателя экскаватора вплоть до полного его останова.
Заключение
Разработанная математическая модель адекватно описывает рабочий процесс регулятора аксиально-поршневого насоса с гидравлическим управлением и может быть использована при разработке методики диагностирования регулируемых аксиально-поршневых насосов с гидравлическим управлением.
Зедгенизов В.Г., Стрельников А.Н., Бирюков Д.С. Математическая модель регулятора аксиально-. Zedgenizov V.G., Strelnikov A.N., Biryukov D.S. A mathematical model of the axial piston pump controller...
Библиографический список
1. Иванов Г.М., Свешников В.К. Основные направления развития современного гидропривода // Оборудование и инструмент для профессионалов. Металлообработка. 2013. № 4. С. 32-35.
2. Васильченко В.А., Соболев В.О. Регуляторы расхода рабочей жидкости для гидроприводов мобильных машин // Строительные и дорожные машины. 2007. № 12. С. 26-28.
3. Васильченко В.А., Шекунов А.К. Современные достижения в гидроприводе и их применение в машиностроении // Вестник машиностроения. 2008. № 7. С. 86-95.
4. Свешников В.К. Станочные гидроприводы. М.: Машиностроение, 2008. 640 с.
5. Техническое руководство (принципы работы). Экскаватор Zaxis 200, 225USR, 225US, 230 -270. HITACHI, 2014 [Электронный ресурс]. Режим доступа: https://www.twirpx.com/file/908911/ (дата обращения: 06.12.2018).
6. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. М.: Машиностроение, 1972. 320 с.
7. Математическое моделирование процесса диагностирования аксиально-поршневого гидронасоса с регулятором мощности. Зедгенизов В.Г., Стрельников А.Н., Коломиец А.Н. Вестник Иркутского государственного технического университета. 2007. № 4 (32). С. 64-67.
8. Бойко В.Д., Андреев М.А., Семенов С.Е. Особенности верификации математической модели регулятора акси -ально-поршневого насоса с электрогидравлическим управлением // Наука и образование МГТУ им. Н.Э. Баумана. Инженерный вестник. 2014. № 12.
9. Стасенко Д.Л., Петоченко М.И. Влияние конструктивных особенностей регулятора насоса с адаптацией к нагрузке на его быстродействие // Актуальные вопросы машиноведения. 2017. Т. 6. С. 86-89.
10. Регуляторы гидронасосов с переменным рабочим объемом [Электронный ресурс]. Режим доступа: http://cdmteh.ru/regulyatori_gidronasosov.html (дата обращения: 15.01.2019).
11. Андреев М.А., Семенов С.Е. Коррекция динамических характеристик регулятора аксиально-поршневого насоса с электрогидравлическим пропорциональным управлением // Наука и образование. МГТУ им. Н.Э. Баумана. Электрон. журн. 2012. № 12. С. 47-54. DOI: 10.7463/0113.0516044
12. Прокофьев В.Н., Данилов Ю.А. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод. М.: Машиностроение, 1969. 496 с.
13. Axin M., Eriksson B. Flow versus pressure control of pumps in mobile hydraulic systems // Journal of system and control engineering. 2014. Vol. 4 (228). P. 245-256.
14. Черных И.В. Моделирование электротехнических устройств в MATLAB, SimPowerSystems и Simulink М.: ДМК Пресс, СПб: Питер, 2008. 288 с.
References
1. Ivanov G.M., Sveshnikov V.K. The main directions of development of modern hydraulic drive Oborudovaniye i instrument dlya professionalov [Equipment and tools for professionals. Metalworking], 2013, no. 4, pp. 32-35. (In Russ.).
2. V.A. Vasil'chenko, V. O. Sobolev Regulators of an expense of working liquid for hydraulic drives of mobile cars Stroitel'nyye i dorozhnyye mashiny [Construction and road building machinery], 2007, no. 12, pp. 26-28. (In Russ.).
3. Vasil'chenko V.A., Shekunov A.K. Recent advances in the hydraulic circuit and its application in engineering Vestnik mashinostroyeniya [Bulletin of mechanical engineering], 2008, no. 7, pp. 86-95. (In Russ.).
4. Sveshnikov V.K. Stanochnyye gidroprivody [Machine Hydraulic Actuators]. Moscow: Mashinostroyeniye, 2008. 640 p. (In Russ.).
5. Tekhnicheskoe rukovodstvo [Engineering guidance (operation principles)]. URL: https://www.twirpx.com/file/908911/ (available at: 6 December 2018).
6. Bashta T.M. Gidroprivod i gidropnevmoavtomatika [Hydraulic drive and hydropneumatic automation]. Moscow: Mashi-nostroenie Publ., 1972, 320 р. (In Russ.).
7. Bojko V.D., Andreev M.A., Semenov S.E. Verification features of the mathematical model of the controller of the axial piston pump with an electro-hydraulic control. Nauka i obrazovanie MGTU im. N.E. Baumana. Inzhenernyj vestnik [Scientific edition of Bauman MSTU. Science and Education. Engineering Bulletin], 2014, no. 12. (In Russ.).
8. Stasenko D.L., Petochenko M.I. Influence of design features of the pump regulator with adaptation to loading on its performance. Aktual'nye voprosy mashinovedeniya, 2017, vol. 6, рр. 86-89. (In Russ.).
9. Regulyatory gidronasosov s peremennym rabochim ob"emom [Regulators of hydraulic pumps with variable displacement]. URL: http://cdmteh.ru/regulyatori_gidronasosov.html (accessed: 15 January 2019).
10. Andreev M.A., Semenov S.E. Correction of regulator's dynamic characteristics in axial piston pump with electric proportional control. Nauka i obrazovanie, MGTU im. N.E. Baumana. Elektron. zhurn. [Scientific edition of Bauman MSTU. Science and Education. Electronic Journal] 2012, no. 12, рр. 47-54. DOI: 10.7463/0113.0516044
11. Prokof'ev V.N., Danilov Yu. A. Aksial'no-porshnevoi reguliruemyi gidroprivod [Axial piston adjustable hydraulic drive]. Moscow: Mechanical Engineering Publ., 1969, 496 p. (In Russ.).
12. Axis M., Ericsson B. Flow versus pressure control of pumps in mobile hydraulic systems. Journal of system and control engineering, 2014, vol. 4 (228), рр. 245-256.
13. Chernykh I.V. Modelirovaniye elektrotekhnicheskikh ustroystv v MATLAB, SimPowerSystems i Simulink [Simulation of electrical devices in MATLAB, SimPowerSystems and Simulink] Moscow: DMK Press Publ., 2008, 288 p. (In Russ.).
Критерии авторства
Зедгенизов В.Г., Стрельников А.Н., Бирюков Д.С. разработали математическую модель регулятора аксиально-поршневого насоса HPV102GW-RH23A фирмы Hitachi для определения влияния параметров регулятора на выходные характеристики насоса. Авторы получили и оформили научные результаты, несут ответственность за плагиат.
Конфликт интересов
Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.
СВЕДЕНИЯ ОБ АВТОРАХ Зедгенизов Виктор Георгиевич,
доктор технических наук,
профессор кафедры строительных, дорожных машин и гидравлических систем, Иркутский национальный исследовательский технический университет,
664074, г. Иркутск, ул. Лермонтова, 83, Россия; e-mail: [email protected]
Стрельников Александр Николаевич,
кандидат технических наук,
доцент кафедры строительных, дорожных машин и гидравлических систем,
Иркутский национальный исследовательский технический университет,
664074, г. Иркутск, ул. Лермонтова, 83, Россия; e-mail: [email protected]
Бирюков Дмитрий Сергеевич,
аспирант,
Иркутский национальный исследовательский технический университет,
664074, г. Иркутск, ул. Лермонтова, 83, Россия; e-mail: [email protected]
Authorship criteria
Zedgenizov V.G., Strelnikov A.N., Biryukov D.S. have developed a mathematical model of the controller of the axial piston pump Hitachi HPV102GW-RH23A to determine the effect of the controller parameters on the output characteristics of the pump. The authors obtained and formalized the scientific results and bear the responsibility for plagiarism.
Conflict of interests
The authors declare that there is no conflict of interests regarding the publication of this article.
INFORMATION ABOUT THE AUTHORS Viktor G. Zedgenizov,
Dr. Sci. (Eng.),
Professor of the Department of Construction, Road Machinery and Hydraulic Systems, National Research Irkutsk State Technical University, 83 Lermontov St., Irkutsk 664074, Russia; e-mail: [email protected]
Alexander N. Strelnikov,
Cand. Sci. (Eng.),
Associate Professor of the Department of Construction, Road Machinery and Hydraulic Systems, National Research Irkutsk State Technical University, 83 Lermontov St., Irkutsk 664074, Russia; e-mail: [email protected]
Dmitry S. Biryukov,
Postgraduate Student,
National Research Irkutsk State Technical University, 83 Lermontov St., Irkutsk 664074, Russia; e-mail: [email protected]
