Моделирование системы гидромеханического привода рабочего органа мобильной технологической машины Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 625.768.5:531.3 й01 10.12737/6907

Моделирование системы гидромеханического привода рабочего органа мобильной

V *

технологической машины А. Р. Темирканов, А. Т. Рыбак

Рассматривается элемент рабочего органа (щетки) аэродромной уборочной машины — синхронный гидромеханический привод. Он базируется на дроссельном делителе потока не золотникового типа с плунжерными задатчиками и приводится во вращение двумя гидравлическими моторами. Предложена его математическая модель. Особое внимание уделено описанию напряженного состояния вала щетки при его скручивании в условиях переменной нагрузки, а также выявлению влияния упругих свойств вала на динамические свойства синхронной гидромеханической системы. В предлагаемой работе моделирование синхронной гидромеханической системы привода щетки (в отличие от общепринятого способа) основано на использовании приведенной объемной жесткости гидравлической системы. Это позволяет упростить моделирование и проводить экспресс-анализ функционирования исследуемого привода, что значительно сокращает сроки проектирования системы привода с заранее заданными эксплуатационными свойствами.

Ключевые слова: объемная жесткость гидравлического привода, математическая модель, мобильная технологическая машина, гидромеханический привод, дроссельная синхронизация, скручивание вала рабочего органа.

Введение. Многие, в том числе и мобильные, технологические машины содержат синхронные гидромеханические приводы, в которых необходимо обеспечить работу двух или более гидравлических двигателей, запитываемых от одного источника расхода — насоса, гидроаккумулятора и др. Как показали ранее проведенные исследования, подобные задачи проще всего решать с использованием дроссельных делителей потока [1, 2, 3].

Настоящая работа посвящена исследованиям синхронного гидромеханического привода мобильной технологической машины на примере привода щетки аэродромной уборочной машины на базе дроссельного делителя потока не золотникового типа.

Постановка задачи. Проведенные ранее исследования аэродромной уборочной машины [4] показали, что механическая система машины не оказывает существенного влияния на работу привода щетки. В результате исследований были получены параметры системы привода щетки, обеспечивающие ее работу в оптимальном режиме, и доказана целесообразность применения дроссельной синхронизации работы гидравлических моторов в системе привода щетки. Однако предложенный ранее для этой цели дроссельный делитель потока мембранного типа [5] не вполне удовлетворяет условиям эксплуатации большинства мобильных машин вообще и аэродромной уборочной машины в частности.

Аэродромная уборочная машина работает в зимний период при достаточно низких температурах. Поэтому было предложено применить в ее схеме вместо мембранного не золотниковый дроссельный делитель потока с задатчиком плунжерного типа [6]. Было также отмечено, что вся система гидравлического привода щетки условно может быть разделена на три подсистемы.

1. Первая включает в себя источник питания и аппараты управления от двигателя внутреннего сгорания (ДВС) до входного канала дроссельного делителя потока, а также систему слива и обслуживания рабочей жидкости.

2. Вторая объединяет силовой контур (гидромоторы, механическую передачу и непосредственно исполнительный орган — щетку).

3. Третья представляет собой не золотниковый дроссельный делитель потока (ДП) с задатчиком плунжерного типа.

* Работа выполнена в рамках инициативной НИР.

Моделирование первой подсистемы привода щетки аэродромной уборочной машины достаточно полно было рассмотрено в статье [4]. Математическому моделированию синхронной гидромеханической системы щетки аэродромной уборочной машины посвящена статья [6].

Цель настоящей работы — создание математической модели гидромеханической системы привода рабочего органа мобильной технологической машины на примере аэродромной уборочной машины. При этом основное внимание уделяется вопросам моделирования второй подсистемы привода щетки — главным образом механической системы непосредственного привода. Моделирование второй подсистемы привода щетки аэродромной уборочной машины. На рис. 1 изображен силовой контур привода щетки уборочной машины, объединяющий гидромоторы 1 и 9. На их валах установлены ведущие звездочки 2 и 8 цепных передач 3 и 7, передающие вращение на ведомые звездочки 4 и 6, закрепленные на торцах вала щетки 5.

Рис. 1. Схема нагружения привода вала щетки аэродромной уборочной машины

При моделировании рассмотрим наихудший случай нагружения щетки, при котором весь момент сопротивления вращению щетки приложен в одном сечении (сосредоточенная нагрузка).

Пусть сечение приложения момента сопротивления находится на расстоянии А от соответствующего торца вала и на расстоянии 1 = I - ¡1 от его второго торца, где I — полная длина вала.

При запуске привода щетки гидромоторы начнут вращать звездочки 2 и 8. Посредством цепных передач 3 и 7 вращение передается на звездочки 4 и 6, закрепленные на торцах вала щетки 5. Но момент сопротивления М не позволит валу начать вращение. Это вызовет его скручивание с двух сторон, а значит, и появление движущих крутящих моментов М1 и М2. Когда сумма движущих моментов превысит величину момента сопротивления М, вал начнет вращение.

Таким образом, условие вращения вала щетки можно записать в виде

М + М > М.

Из [7] известно, что угол относительного поворота двух сечений вала при его скручивании можно определить из уравнения

в =

Е

2 (1" И)'

(1)

где ф — угол относительного поворота рассматриваемых сечений; z — расстояние между сечениями; Мкр — крутящий момент, приложенный к валу; в — модуль сдвига материала вала; Зр — полярный момент инерции сечения вала.

Проинтегрировав уравнение (1), получаем выражения для определения крутящего момента при скручивании вала:

I

где I — расстояние между сечениями.

При этом модуль сдвига материала вала в определится по формуле

Е

Мр Дф, (2)

в =

2 (1 - ц)'

а полярный момент инерции круглого вала с кольцевым сечением по формуле

г

1 --

]р 32

пО4 Г сС4Л

О4

/

где Е и ^ — соответственно модуль упругости и коэффициент Пуассона материала вала; й — наружный диаметр вала; <3 — его внутренний диаметр.

Таким образом, крутящие моменты, возникающие в материале вала щетки, можно определить с использованием уравнения (2):

в-Зп

М1 = —^-Дф! (3)

'1

М2 = ОДф2. (4)

|2

Здесь Дф1 — угол относительного поворота звездочки 4 и сечения вала, к которому приложен момент сопротивления М; Дф2 — угол относительного поворота звездочки 6 и сечения вала, к которому приложен момент сопротивления М2 ; I и 12 — расстояния от сечения с приложенным моментом сопротивления до соответствующих звездочек 4 и 6; в • Зр — жесткость стержня при кручении.

Расчет вала на прочность можно произвести, используя уравнение для определения максимального касательного напряжения в материале стенки вала при кручении:

М

_ кр

тах №

где Ш — полярный момент сопротивления скручиванию вала:

№ =,

р р

гтах

где ртах = 0,5й — расстояние от центра вращения до максимально удаленной от него точки вала.

Величину относительного поворота сечений вала определим из условий работы системы привода щетки в целом с учетом свойств делителя потока. При этом частота вращения валов гидромоторов определится по уравнениям

м °По.М „ _ & °1о.М

ШМ1 = ' ШМ2 = '

здесь шм1 и шм2—угловые скорости вращения валов соответствующих гидромоторов; т — характерный объем гидромоторов; По.м — их объемный коэффициент полезного действия; ф и ф — расходы рабочей жидкости, подводимой на входы соответствующих гидромоторов от делителя потока, которые с учетом ошибки деления делителя потока £ [2] определятся по формуле

Qi,2 = Q(1 ± е).

Действительную величину объемного коэффициента полезного действия гидромоторов определим с учетом рабочего давления по формуле

\ГМ = 1"(l" \.ГМ.ном) • pP^' (5)

где По.гм — текущее значение объемного коэффициента полезного действия гидромоторов; По.гм.ном — номинальное значение объемного коэффициента полезного действия гидромоторов (принимается равным объемному коэффициенту полезного действия гидромотора при номинальном давлении); рном.гм — номинальное рабочее давление гидромотора; ргм — текущее значение рабочего давления на гидромоторе.

Угловые скорости вращения звездочек 4 и 6, непосредственно закрепленных на торцах вала, определятся с учетом передаточного отношения цепной передачи Ц.п):

W4,6 = ШМ1,М27ц.л

Для исследования динамических свойств системы синхронного привода щетки можно задаваться изменением положения сечения приложения момента сопротивления вращению щетки и отслеживать качество работы синхронной гидросистемы.

Так, если изменение координаты приложения момента сопротивления подчиняется гармоническому закону /1 = Lsin (wt), то

/2 = L-/ = L*[1 - sin (wt)].

В этом случае закон движения вала щетки можно записать в виде

d2w...

j *_щ = м + м _ m

Jm ^2 ' 1 +' 2 ' щ

где J — центральный момент инерции вала щетки; Шщ — частота вращения вала щетки; Mi и М2 — моменты, создаваемые на валу щетки гидравлическим приводом, которые можно определить по уравнениям (3) и (4); Мщ — величина приложенного к щетке со стороны очищаемой поверхности момента сопротивления, который зависит от состояния бетонного покрытия и снежно-ледяного покрова очищаемой поверхности [4].

Мщ = Мп

где Мп — постоянная составляющая момента сопротивления вращению щетки; у — коэффициент пропорциональности (определяется экспериментально).

Таким образом, предлагаемая модель нагружения щетки аэродромной уборочной машины дает возможность производить прочностной расчет самого вала щетки. Кроме того, она способствует исследованию динамики системы синхронного гидромеханического привода щетки аэродромной уборочной машины.

Моделирование гидравлической системы привода щетки. Схема синхронного гидромеханического привода щетки аэродромной уборочной машины (рис. 2) включает в себя:

— дизельный двигатель внутреннего сгорания (ДВС);

— гидравлические насосы Н1 и Н2, установленные на общем валу с возможностью параллельной работы;

— два гидромотора М1 и М2, также включенных параллельно и приводящих в движение вал барабанного щеточного устройства через цепные передачи ЦП1 и ЦП2.

Рис. 2. Расчетная схема системы привода щетки уборочной машины

Моделирование гидравлических систем приводов технологического оборудования в большинстве случаев осуществляется на основе использования уравнения неразрывности. При этом сжимаемость рабочей среды учитывается путем введения некоторого условного расхода рабочей жидкости, возникающего в результате сжатия рабочей среды [8]. В предлагаемой работе будем моделировать синхронную гидравлическую систему привода щетки на основе приведенной объемной жесткости гидравлической системы. Используем предложенный в работе [9] способ, согласно которому вся гидравлическая система привода разбивается узловыми точками на участки, для каждого из которых выполняется условие

d-p = Cnpi(Q -ZQa

i),

(6)

где dpi — приращение давления в -й точке рассматриваемой гидравлической системы за время dt, Cnpi - приведенные коэффициенты объемной жесткости соответствующего участка гидравлической системы, определяемые аналитически или экспериментально [10]; IQW — сумма всех расходов рабочей жидкости, поступающих в рассматриваемый объем системы за время dt; 1£^ых/ — сумма всех расходов рабочей жидкости, отводимых из рассматриваемого объема системы за то же время.

Расходы рабочей жидкости через местные гидравлические сопротивления, входящие в уравнения приращения давлений (6), определяются с учетом свойств гидромагистралей (трубопроводов) и гидравлических аппаратов по формуле (7).

Q = ц • F

сопр сопру р

p - p вх вых

• Signup - p ),

(7)

где ^сопр — коэффициент расхода соответствующего гидравлического сопротивления; £опр — площадь его живого сечения; рвх и рвых — давления рабочей жидкости соответственно на входе и выходе рассчитываемого гидравлического сопротивления; р — плотность рабочей жидкости.

Приведенные коэффициенты расхода линейных гидравлических сопротивлений (трубопроводов) в предложенном уравнении определим по формуле:

_ _ 1 исопр = итр.пр = I . " ,

I+ ^ Ср

где ^тр.пр— мгновенное значение приведенного коэффициента расхода участка трубопровода или канала; Лтр — мгновенное значение коэффициента трения соответствующего участка трубопровода или канала; I и <3 — соответственно длина и диаметр рассматриваемого участка трубопровода или канала.

Мгновенные значения расходов рабочей жидкости через гидравлические машины, входящие в уравнения расчета приращения давлений, определяются с учетом свойств гидравлической машины по формулам:

^ 1

О =--и • ю ,

д.М1; д.М2 п М1; М2 Зв1.1; Зв2.1

о.М1,2

О = п •и •ю ,

д.Н1; д.Н2 о.Н1;о.Н2 Н1;Н2 ДВС

п = 1 -(1 -п )• Ргм

о.ГМ \ о.ГМ.ном)

Р гм

ном.ГМ

Здесь 0(.м1;д.м2—действительные расходы рабочей жидкости, проходящие через соответствующие гидромоторы; 0д.Н1;д.Н2 — действительные расходы рабочей жидкости, создаваемые гидронасосами Н1 и Н2; жм1;м2 и жн1;н2 — характерные объемы соответствующих гидромоторов и гидронасосов; По.м1;о.м2 и По.н1;о.н2 — объемные коэффициенты полезного действия соответствующих гидромоторов и гидронасосов; Пс.гм — текущее значение объемного коэффициента полезного действия соответствующей гидромашины (насоса или мотора); По.гм.ном — номинальное значение объемного коэффициента полезного действия соответствующей гидромашины (принимается равным объемному коэффициенту полезного действия гидромашины при номинальном давлении); рном.гм — номинальное давление соответствующей гидромашины; р-м — текущее значение перепада давления на соответствующей гидромашине; шзб1.1,2.1 — угловые скорости вращения звездочек, непосредственно установленных на валы соответствующих гидромоторов, скорости вращения которых определятся по уравнениям:

со = —-—{М -М ), со -М ),

Л/1 ] К Л/1 Зв1.1 М2 ] М2 Зв2.\' '

прМ1 прМ2

М = w (Р - Р ) • п , м = w (р - р ) п ,

М1 М1 20 18 ИМ! М2 М2 21 19 ИМ2

СО

3в\.2 ]

прЗв.1.2

(

п--м - м

ц1 / ЗБ1.1 щ1.2 ц.п

, СО

Зв2.2 7

прЗв.2.2

( \ п--м - м

ц2 / Зб2.1 щ2.2 ц.п

Здесь о)М1, о)М2 — угловые ускорения вращения валов соответствующих гидромоторов; Мм1 и Мм2 — крутящие моменты, развиваемые соответствующими гидромоторами; М>в1.1 и М!б2.1 — моменты сопротивления вращению валов гидромоторов со стороны соответствующих звездочек; ЗфМ1;прМ2 — моменты инерции подвижных частей, приведенные к валам соответствующих гидромоторов;

.7прзв.1.2;прзв2.2 — моменты инерции подвижных частей, приведенные к валам соответствующих звездочек; Пц1;ц2 и /(.п — коэффициенты полезного действия соответствующих цепных передач и их передаточное число; о)Зв1.2;Зв2.2 — угловые скорости вращения звездочек 1.2 и 2.2, непосредственно установленных на валу барабана щеточного устройства.

Опишем динамику работы синхронной гидромеханической системы привода щетки аэродромной уборочной машины, оснащенной дроссельным делителем потока не золотникового типа с переменными гидравлическими сопротивлениями типа плоский клапан и задатчиком плунжерного типа. Для этого рассчитаем изменение во времени давлений в различных узловых точках гидравлической системы, используя уравнение (6).

Определим приращения давлений в узловых точках гидравлической системы из предположения, что регулирующий элемент делителя потока перемещается вправо — в сторону прикрытия переменного гидравлического сопротивления ветви гидромотора Mi (что соответствует случаю увеличения нагрузки на гидромоторе Mi) по уравнениям:

р=С ,(<? -G ,-<2™), Р=С Ж -£>)'

1 пр\ Н\ 1-2 КП1 2 пр2 1-2 PI

р =С (О -О ), р =С {Q -Q -Q ),

И3 прЪК Pi 3 -5 4 пр4 Н2 ^ КП2 М-5У'

Р =С ж + £> -QJ, Р=С ж -0 7),

5 пр5 4-5 3-5 Р 2 6 прб асР2 6-7

р =С (Q +Q -Q ), р =С {Q -Q -Q ),

22 /7/722 20 - 22 21 - 22 22 - 23 23 /7/723 22 - 23 23 - 27 23 - 25

р =С (Q -Q ), р =С (Q -Q ),

25 пр25 23 - 25 25 - 26 26 /7/726 25 - 26 Н2

р =С {Q -Q -Q ), р =С (Q +Q -Q ),

27 /7/727 23 - 27 4(774 Ф 30 прЗО Ф КП<\ сл '

Здесь рх,...рь, р22,...,р-п и р30 — величины приращений давления в соответствующих точках расчетной схемы; Спр1...Спрб, Спр22, Спр2з, Спр25...Спр27 и Спрзо — коэффициенты приведенной объемной жесткости соответствующих участков расчетной схемы; Qhi,2 — действительная подача соответствующих гидравлических насосов; Qmi,2 — расходы рабочей жидкости через соответствующие предохранительные клапаны; Qpi и Qp2 — полные расходы рабочей жидкости через гидравлические распределители Р1 и Р2; 0<П4 и Q — расход рабочей жидкости через предохранительный клапан КП4 и фильтр Ф; (и — расход рабочей жидкости в канале ac(см. рис. 2) распределителя Р2; Qi-2, Q3-5, (Q-5, Q-7, Q20-22, Q21-22, Q22-23, Q23-25, Q25-26 — расходы рабочей жидкости на соответствующих участках гидравлической системы.

Работа подсистемы синхронизации (дроссельного делителя потока) описывается уравнениями: р =С (Q -Q -Q -Q +Q ),

7 пр1 6 - 7 7-8 7-9 обв\ обв2л

р =С (Q -Q ),

8,9 /7/78,9 7-8,7-9 ч\,2

р =С (Q ±Q +Q -Q -Q ),

10,11 л/710,11 vi, 2 пл\,2 щ1,2 perl, 2 ow\,2

р =С (+Q +Q -Q ),

12,13 /7/712,13 обв\, 2 /7л1,2 щ1, 2

р =С (Q +Q -Q ),

14,15 /7/714,15 perl, 2 д.отв\,2 вых.1,2

р =С (Q -Q ),

16,17 /7/716,17 вых Л., 2 16-18,17-19

Р =с (Q -Q ),

18,19 /7/718,19 16-18,17-19 М\, М2

р =с {<2 -С ).

20,21 пр20,21 Л/1, А/2 20 - 22,21 - 22

Здесь р7 ... р21 — величины приращения давления в соответствующих точках расчетной схемы; Спр7...Спр21—коэффициенты приведенной объемной жесткости соответствующих участков расчетной схемы; 0-8, 0-9, 06-18, Ф7-19, фо-22 и <21-22 — расходы рабочей жидкости на соответствующих участках гидравлической системы; <0бв1;обв2 — расходы рабочей жидкости через обводные каналы соответствующих ветвей ДП, вызванные перемещением его регулирующего элемента; фа;ч2 — расходы рабочей жидкости через соответствующие чувствительные элементы делителя потока; <0ш1;пл2 — расходы рабочей жидкости в обводных каналах, вызываемые перемещением плунжеров соответствующих ветвей регулирующего элемента ДП; «ц;щ2 — расходы рабочей жидкости через кольцевые щелевые зазоры между плунжером и корпусом соответствующей ветви делителя потока ДП; 0>ег1;рег2 — расходы рабочей жидкости через переменные сопротивления регулятора соответствующих ветвей ДП; 0ых1;вых2 — расходы рабочей жидкости через выходные каналы соответствующих ветвей ДП; 0д.отв1;д.отв2 — расходы рабочей жидкости через дожимные отверстия 15 и 8 соответствующих переменных гидравлических сопротивлений 13 и 10 делителя потока; От и <2 — полные расходы рабочей жидкости через гидравлические моторы М1 и М2.

Движения регулирующего элемента делителя потока (штока 4 совместно с плунжерами 14 и 9) и его текущее положение, пренебрегая трением плунжеров о корпус, определим из уравнения [1]: Су

трег = (Рпл -Ршт)(Р12 " Р13>+ Ршт(Р14 -Р15> + Ротв(Р15 - Р14> +

+\^онар -о-вХР11 + Р15 -Р10 -Р14> + (Рпл -Ронар)(Р11 -V + Р _г {^реП ~&ргг2

отв шт

Здесь трег — суммарная масса регулирующего элемента; и>ег — скорость движения регулирующего элемента; /Лл — рабочие площади плунжеров 14 и 9; /шт — площадь поперечного сечения штока переменного сечения 4 в расширенных местах; /Шт — площадь поперечного сечения штока переменного сечения 4 в местах прохождения его через отверстия переменных гидравлических сопротивлений; /тв — площадь отверстий переменных гидравлических сопротивлений типа плоский клапан 13 и 9; /о.нар — площадь седел переменных гидравлических сопротивлений типа плоский клапан 13 и 9 по наружному диаметру; <,ег1 и 0ег2 — расходы рабочей жидкости через переменные гидравлические сопротивления соответствующих ветвей делителя потока. Заключение. Предлагаемая модель системы синхронного гидромеханического привода рабочего органа мобильной технологической машины на примере привода щетки аэродромной уборочной машины позволяет:

— произвести расчет системы привода щетки на установившихся и неустановившихся режимах работы с учетом взаимного влияния различных элементов системы (источника энергии, силового гидравлического привода и механической системы) друг на друга;

— осуществить подбор и оптимизацию конструктивных параметров синхронной гидромеханической системы с учетом упругих свойств вала щетки.

Анализ функционирования системы гидромеханического привода рабочего органа мобильной технологической машины с использованием описанной выше математической модели позволяет выявить влияние упругих свойств рабочего органа (вала щетки) на качество работы подсистемы синхронизации — дроссельного делителя потока не золотникового типа с плунжерным задатчиком. Последнее условие имеет большое значение. Ведь в рассматриваемом делителе потока, в отличие от делителя мембранного типа, отсутствует герметичное разделение камер управления и соответствующих им вспомогательных камер. Поэтому возможны перетечки жидкости между этими камерами.

Библиографический список

1. Рыбак, А. Т. Теория и методология расчета и проектирования систем приводов технологических машин и агрегатов АПК : автореф. дис. ... д-ра техн. наук / А. Т. Рыбак. — Ростов-на-Дону, 2011. — 39 с.

2. Рыбак, А. Т. Моделирование и расчет гидромеханических систем на стадии проектирования / А. Т. Рыбак. — Ростов-на-Дону : Издательский центр ДГТУ, 2006. — 167 с.

3. Антоненко, В. И. Непрямое регулирование в многодвигательных гидромеханических системах / В. И. Антоненко, В. С. Сидоренко // Вестник Дон. гос. техн. ун-та. — 2010. — Т. 10, № 1 (44). — С. 70-75.

4. Жаров, В. П. Динамическая модель гидромеханической системы аэродромной уборочной машины / В. П. Жаров, А. Т. Рыбак, А. В. Корчагин // Изв. высш. учеб. заведений. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. — 2006. — № 2. — С. 68-73.

5. Рыбак, А. Т. Система привода щетки аэродромной уборочной машины с дроссельной синхронизацией работы гидромоторов / А. Т. Рыбак, А. И. Мартыненко, М. В. Устьянцев // Вестник Дон. гос. техн. ун-та. — 2011. — Т. 11, № 4 (55). — С. 505-512.

6. Темирканов, А. Р. Синхронный гидромеханический привод рабочего органа мобильной машины и его математическая модель / А. Р. Темирканов, А. Т. Рыбак // Вестник Дон. гос. техн, ун-та. — 2013. — № 3/4 (72/73). — С. 104-110.

7. Феодосьев, В. И. Сопротивление материалов : учебник для втузов / В. И. Феодосьев. — 9-е изд., перераб. — Москва : Наука, 1986. — 512 с.

8. Сидоренко, В. С. Моделирование динамической системы линейного позиционирования гидропривода подачи агрегатной сверлильной головки станка / В. С. Сидоренко, Ле Чунг Киен // Вестник Дон. гос. техн. ун-та. — 2013. — № 5/6 (74/75). — С. 153-159.

9. Рыбак, А. Т. Совершенствование методики расчета систем приводов технологического оборудования / А. Т. Рыбак, И. В. Богуславский // Вестник машиностроения. — 2010. — № 10. — С. 39-46.

10. Богуславский, И. В. Научно-методологические основы проектирования приводов технологических машин / И. В. Богуславский, А. Т. Рыбак, В. А. Чернавский. — Ростов-на-Дону : Институт управления и инноваций АП, 2010. — 276 с.

Материал поступил в редакцию 04.11.2014.

References

1. Rybak, A. T. Teorija i metodologija raschjota i proektirovanija sistem privodov tehnologicheskih mashin i agregatov APK: avtoref. dis. ... doktora tehn. nauk. [Theory and methodology of calculation and design of drive systems of agribusiness technology machines and units: Dr. tech.sci.diss., author's abstract.] Rostov-on-Don, 2011, 39 p. (in Russian).

2. Rybak, A. T. Modelirovanie i raschjot gidromehanicheskih sistem na stadii proektirovanija: mono-grafija. [Simulation and calculation of hydromechanical systems at the design stage: monograph.] Rostov-on-Don : DSTU Publ. Centre, 2006, 167 p. (in Russian).

3. Antonenko, V. I., Sidorenko, V. S. Ne prjamoe regulirovanie v mnogodvigatel'nyh gidromehanicheskih sistemah. [Indirect regulation in multiengine hydrosystems.] Vestnik of DSTU, 2010, vol. 10, no. 1 (44), pp. 70 — 75 (in Russian).

4. Zharov, V. P., Rybak, A. T., Korchagin, A. V. Dinamicheskaja model' gidromehanicheskoj sistemy ajerodromnoj uborochnoj mashiny. [Dynamic model of hydromechanical system of aerodrome sweeper.] Izv. Vuzov. Sev.-Kavk. Region. Tehn. nauki. 2006, no. 2, pp. 68 — 73 (in Russian).

5. Rybak, A. T., Martynenko, A. I., Ustyantsev, M. V. Sistema privoda shhjotki ajerodromnoj uborochnoj mashiny s drossel'noj sinhronizaciej raboty gidromotorov. [Brush drive system of aerodrome sweeper

184

with hydromotor throttle synchronization .] Vestnik of DSTU, 2011, vol. 11, no. 4 (55), pp. 505-512 (in Russian).

6. Temirkanov, A. R., Rybak, A. T. Sinhronnyj gidromehanicheskij privod rabochego organa mobil'noj mashiny i ego matematicheskaja model'. [Synchronous hydromechanical drive of the mobile machine actuator and its mathematical model.] Vestnik of DSTU, 2013, no. 3-4 (72-73), pp. 104-110 (in Russian).

7. Feodosyev, V. I. Soprotivlenie materialov: Uchebnik dlja vtuzov — 9-e izd., pererab. [Strength of materials: a textbook for higher technical schools. 9th rev. ed.] Moscow : Gl. red. fiz.-mat. liter., 1986, 512 p. (in Russian).

8. Sidorenko, V. S., Le Chung Kien. Modelirovanie dinamicheskoj sistemy linejnogo pozicionirovanija gidroprivoda podachi agregatnoj sverlil'noj golovki stanka. [Simulation of linear position hydraulic drive for machine power drill feed.] Vestnik of DSTU, 2013, no. 5-6 (74-75), pp. 153-159 (in Russian).

9. Rybak, A. T., Boguslavskiy, I. V. Sovershenstvovanie metodiki raschjota sistem privodov tehnolog-icheskogo oborudovanija. [Improving the method for calculating drive systems of processing equipment.] Vestnik mashinostroenija, 2010, no. 10, pp. 39-46 (in Russian).

10. Boguslavskiy, I. V., Rybak, A. T., Chernavskiy, V. A. Nauchno-metodologicheskie osnovy proektirovanija privodov tehnologicheskih mashin. [Scientific and methodological bases for designing technological machine drives.] Rostov-on-Don : GOU DPO IUI AP, 2010, 276 p. (in Russian).

MODELING OF HYDROMECHANICAL DRIVE SYSTEM OF WORKING BODY FOR MOBILE TECHNOLOGY MACHINE*

A. R. Temirkanov, A. T. Rybak

An element of the working body (brush) of the aerodrome sweeper - a synchronous hydromechanical drive - is considered. It is based on the throttle flow divider of the non-spool type plunger setters, and it is driven by two hydrauiic motors. Its mathematical model is offered. Special attention is given to describing the stress state of the brush shaft when twisting under the variable load, and to identffying the effect of the shaft elastic properties on the dynamic properties of the synchronous hydromechanical system. In this paper, modeing of the synchronous hydromechanical brush drive system, unlike the conventional method, is based on the use of the reduced volume stiffness of the hydrauiic system. This simplifies the modeling and allows performing a rapid analysis of the test drive operation which significantly reduces the design time of the drive system wtth the given performance properties.

Keywords: volume stiffness of the hydrauiic actuator, mathematical mode, mobUe technology machine, hydrauiic drive, throttle synchronization, twisting shaft of working body.

* The research is done within the frame of the independent R&D.