CC BY
2
Вестник аграрной науки Дона. 2023. Т. 16. № 2 (62). С. 46-55. Don agrarian science bulletin. 2023. 16-2(62): 46-55.
Научная статья УДК 621.86/87
doi: 10.55618/20756704_2023_16_2_46-55 EDN: DMYHBY
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ БЕЗОПАСНОСТИ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОЙ ТЕХНИКИ, ОСНАЩЁННОЙ ГИДРАВЛИКОЙ
Евгений Николаевич Христофоров1, Наталия Евгениевна Сакович1,
Роман Владимирович Шкрабак2, Андрей Сергеевич Шилин1, Владимир Степанович Шкрабак2
1Брянский государственный аграрный университет, Брянская область, Выгоничский район, с. Кокино, Россия, [email protected]
2Санкт-Петербургский государственный аграрный университет, г. Пушкин, Россия, [email protected]
Аннотация. В статье обоснована математическая модель расчета параметров опор трактора на примере экскаватора-погрузчика МТЗ (Беларус) ЭО-2636 с гидроприводом, рассмотрены случаи работы гидроцилиндра с гидрозамком при выдвижении штока без нагрузки до соприкосновения пяты гидроопоры с опорной поверхностью и опускании машины на опорах, убирании штока под нагрузкой, обоснована методика поверочного расчета деталей гидроцилиндра на прочность, при котором определяются напряжения, возникающие в опасных сечениях деталей при наибольших действующих нагрузках, которые затем сравниваются с допускаемыми напряжениями для выбранного материала, детали гидроцилиндра рассчитываются на статические нагрузки. Расчет гидроцилиндра на прочность выполняется после окончания конструирования, когда уже известны конструкция, размеры деталей и допуски на их изготовление, а также выбраны материалы и их термообработка. Детали гидроцилиндра обычно рассчитываются с учётом статических нагрузок, на усталость детали гидроцилиндра не рассчитываются. Расчетными нагрузками являются наибольшие рабочие или предельные нагрузки, действующие на деталь в процессе работы гидроцилиндра, при заданной регулировке предохранительных клапанов гидропривода. Под рабочей нагрузкой подразумеваются нагрузки, возникающие при нормальной эксплуатации, а под предельной - максимальные нагрузки, при действии которых должна обеспечиваться прочность деталей гидроцилиндра. Для упрощения расчетов можно пренебречь величинами, имеющими малые значения: усилиями пружин обратных клапанов и силами трения подвижных деталей гидрозамка. С достаточной точностью можно считать, что вес штока с опорной пятой уравновешивается силами трения элементов уплотнения. Изложенный метод расчета позволяет исключить указанные вредные явления и определить максимально допустимый диаметр штока для данного случая, при заданном из условий полезной нагрузки диаметре гидроцилиндра.
Ключевые слова: сельскохозяйственная техника, гидравлическая опора, гидропривод, гидроцилиндр, шток, гидрозамок, нагрузка, напряжение
Для цитирования: Христофоров Е.Н., Сакович Н.Е., Шкрабак Р.В., Шилин А.С., Шкрабак В.С. Теоретические исследования безопасности сельскохозяйственной техники, оснащённой гидравликой // Вестник аграрной науки Дона. 2023. Т. 16. № 2 (62). С. 46-55.
Original article
THEORETICAL STUDIES OF THE SAFETY OF AGRICULTURAL MACHINERY EQUIPPED WITH HYDRAULICS
Evgeny Nikolaevich Khristoforov1, Natalia Evgenievna Sakovich1, Roman Vladimirovich Shkrabak2, Andrey Sergeevich Shilin1, Vladimir Stepanovich Shkrabak2
1Bryansk State Agrarian University, Bryansk region, Vygonichsky district, Kokino, Russia, [email protected] 2St. Petersburg State Agrarian University, Pushkin, Russia, [email protected]
Annotation. The article substantiates a mathematical model for calculating the parameters of supports with a hydraulic drive, considers cases of operation of a hydraulic cylinder with a hydraulic lock when the rod is extended without load until the heel of the hydraulic support contacts the supporting surface and the machine is lowered on the supports, retracting the rod under load. There has been substantiated a method for checking the calculation of hydraulic cylinder parts for strength, with which one can determine the stresses that occur in dangerous sections of parts at the highest acting loads, which are then compared with the allowable stresses for the selected material, while hydraulic cylinder parts are calculated for static loads. The calculation of the hydraulic cylinder for strength is carried out after the design is completed, when the design, dimensions of parts and tolerances for their manufacture are already known, as well as materials and their heat treatment are selected. Hydraulic cylinder
© Христофоров Е.Н., Сакович Н.Е., Шкрабак Р.В., Шилин А.С., Шкрабак В.С., 2023
parts are usually calculated for static loads; hydraulic cylinder parts are not calculated for fatigue. The design loads are the highest working or limit loads acting on the part during the operation of the hydraulic cylinder, with a given adjustment of the hydraulic safety valves. The working load refers to the loads that occur during normal operation, while the limit load refers to the maximum loads under which the strength of the hydraulic cylinder parts must be ensured. To simplify the calculations, we can neglect the values that have small values: the forces of the springs of the check valves and the friction forces of the moving parts of the hydraulic lock. With sufficient accuracy, it can be assumed that the weight of the rod with the bearing heel is balanced by the friction forces of the sealing elements. The above method of calculation makes it possible to eliminate these harmful phenomena and determine the maximum allowable rod diameter for this case, for one of the given payload conditions, the hydraulic cylinder diameter.
Keywords: agricultural machinery, hydraulic support, hydraulic drive, hydraulic cylinder, rod, hydraulic lock, load, voltage
For citation: Khristoforov E.N., Sakovich N.E., Shkrabak R.V., Shilin A.S., Shkrabak V.S. Theoretical studies of the safety of agricultural machinery equipped with hydraulics. Vestnik agrarnoy nauki Dona = Don agrarian science bulletin. 2023; 16-2(62): 46-55. (In Russ.)
Введение. В настоящее время во многих отраслях экономики нашей страны применяют экскаваторы-погрузчики производства Белоруссии, например экскаватор-погрузчик МТЗ (Бела-рус) ЭО-2636, который по своей популярности в России успешно конкурирует с импортными аналогами из-за своей цены, надёжности и функциональности.
Экскаваторы-погрузчики используются на самых разных объектах, начиная со строительных площадок и заканчивая сельскохозяйственными угодьями. Машина универсальна, благодаря надежности высокоэффективных дизельных двигателей, экскаватор-погрузчик МТЗ может передвигаться по бездорожью, выполнять сельскохозяйственные работы в любых погодных условиях, работать при различном рельефе местности.
Цель исследований. Разработать математическую модель расчета параметров опор с гидроприводом в целях недопущения разрушения гидроцилиндра при повышении давления в поршневой полости за счет работы гидрозамка с термическими клапанами.
Учитывая, что экскаватор-погрузчик МТЗ выполняет технологические работы на различных уровнях, он оборудован специальными опорами с гидравлическим приводом. Установленные опоры позволяют обеспечить безопасность технологических процессов, в частности, снижают вероятность опрокидывания при выполнении земляных работ, обеспечить безопасность оператора в случае инцидента или аварии, которые приводят к материальным потерям, травматизму работника. Поэтому безотказная работа опор, на которые влияют условия эксплуатации [1], важна не только для достижения высокой производительности выполнения технологических операций с грунтом, но и для недопущения несчастных случаев при работе экскаватора-погрузчика [2, 3, 4].
На рисунке 1 представлен экскаватор-погрузчик МТЗ (Беларус) ЭО-2636, на котором стрелкой указана опора.
Опора Bearing
Материалы и методы исследования.
Надежность опор трактора - экскаватора-погрузчика МТЗ (Беларус) ЭО-2636 обеспечивается на стадии проектирования. При проектировании гидравлических опор очень важно правильно выбрать схемы и определить оптималь-
Рисунок 1 - Экскаватор-погрузчик МТЗ (Беларус) ЭО-2636 Figure 1 - Backhoe loader MTZ (Belarus) EO-2636
ные соотношения рабочих диаметров корпуса цилиндра и штока.
Рассмотрим схему гидропривода гидроопоры указанного трактора (рисунок 2).
В схему гидропривода входят гидроцилиндр 3, гидрозамок 5 и дроссельный клапан 4. Дроссельный клапан 4 представляет собой набор шайб с калиброванными отверстиями, создающими перепад давлений на дросселе при заданном расходе рабочей жидкости.
При работе гидроцилиндра с гидрозамком характерными являются случаи выдвижения штока без нагрузки до соприкосновения пяты гидроопоры с опорной поверхностью и опускания машины на опорах (убирание штока под нагрузкой) [5, 6, 7].
Рассмотрим каждый из этих случаев в отдельности:
1. При выдвижении штока без нагрузки шток разгружен до момента соприкосновения пяты 1 с опорной поверхностью, а усилие от давления в штоковой полости воспринимается жидкостью, запертой гидрозамком в поршневой полости. Для выдвижения штока вниз необходимо подать рабочее давление в магистраль 8. Рабочая жидкость поступает в гидрозамок и, открывая верхний обратный клапан, попадает в поршневую полость гидроцилиндра. Управляющий поршень 7 под действием давления в магистрали 8 открывает нижний обратный клапан и позволяет жидкости, вытесняемой из штоко-вой полости, поступать по магистрали 9 в бак.
1 - опорная пята; 2 - поршень; 3 - гидроцилиндр; 4 - односторонний дроссель; 5 - гидрозамок; 6, 10 - обратный клапан; 7 - управляющий поршень; 8 - магистраль надпоршневой полости; 9 - магистраль подпоршневой полости Рисунок 2 - Схема гидропривода гидроопоры 1 - support heel; 2 - piston; 3 - hydraulic cylinder; 4 - one-way throttle; 5 - hydraulic lock; 6, 10 - check valve; 7 - control piston;
8 - line of the over-piston cavity; 9 - line under-piston cavity Figure 2 - Scheme for the hydraulic drive of the hydraulic support
Усилие, прижимающее обратный клапан к седлу, и усилие поршня, стремящегося открыть обратный клапан, прямо пропорциональны рабочим площадям и давлениям в соответствующих магистралях. Вместе с тем в статическом положении давление в штоковой полости возрастает обратно пропорционально площадям цилиндра и кольцевой поверхности поршня со стороны штока, т.е. гидроцилиндр в этом случае работает как мультипликатор давления. При определенных соотношениях площадей возможен случай, когда усилия управляющего поршня будет недостаточно, чтобы отжать обратный клапан и соединить штоковую полость со сливом. При этом шток не двигается, а в штоковой полости развивается значительное давление, которое может превы-
сить давление испытания гидроцилиндра на прочность. Этого не происходит при наличии на гидрозамке термических клапанов и, следовательно, давление жидкости в штоковой полости будет ограничено давлением, на которое они настроены. В этом случае при сбросе давления через термический клапан управляющий поршень может открыть обратный клапан за счет значительно меньшей инерционности поршня по сравнению со штоком гидроцилиндра. Несмотря на то, что шток при этом все же двигается, этот случай является крайне нежелательным ввиду значительного повышения давления в штоковой полости при включении насоса и резкого его снижения в начальный момент движения штока. Это обусловливает неравномерность движения и рез-
кие толчки, отрицательно сказывающиеся на элементах уплотнений и трущихся парах гидроцилиндра.
Изложенный далее метод расчета позволяет исключить указанные вредные явления и определить максимально допустимый диаметр штока б для данного случая, при заданном из условий полезной нагрузки диаметре гидроцилиндра О [8, 9, 10]. Проблемы значимы и для зарубежных специалистов [11, 12, 13, 14].
Для упрощения расчетов можно пренебречь величинами, имеющими малые значения: усилиями пружин обратных клапанов и силами трения подвижных деталей гидрозамка. С достаточной точностью можно считать, что вес штока с опорной пятой уравновешивается силами трения элементов уплотнения.
Обозначив через N и Ы2 усилия, действующие соответственно на обратный клапан и управляющий поршень, можно написать уравнение работоспособности гидроцилиндра в паре с гидрозамком:
N > п ■ N, (1)
где п - запас по давлению на открытие гидрозамка.
С учетом указанных выше допущений, в зависимости от абсолютных величин сил трения, следует принимать п > 1,1.
Уравнение (1) представлено в виде неравенства для удобства выбора в дальнейшем диаметра штока в зависимости от вида и нормального ряда элементов уплотнения.
Усилия N и Ы2 определяются рабочими площадями и соответствующими давлениями:
N1 = р2 ■ /; (2)
N = р ■ /1, (3)
где р1 и р2 — давления в поршневой и штоко-вой полостях гидроцилиндра соответственно, МПа;
/1 и /2 — площади седла обратного клапана и управляющего поршня соответственно, м2.
Подставив значение усилий в уравнение (1), после преобразования получим
А > п ■ Р2_
/1
Р1
(4)
/2 _ и
Обозначим г ~ к . Эта величина для
Л
каждого гидрозамка постоянна и является его характеристикой.
При новом проектировании для обеспечения большего диапазона применения гидрозамка по работоспособности и устойчивости работы гидроцилиндра желательно иметь к > 5.
Давления и рабочие площади гидроцилиндра связаны зависимостью
Р2 К
7Г= г г , (5)
р1 *п — * ш
где * и — площади поршня и штока, м2. После подстановки и преобразования по-
лучим
* < * ■
ш п
к — п
(6)
При инженерных расчетах удобнее пользоваться величинами диаметров:
а < в ■
к — п
(7)
Для поверочного расчета уравнения (7)
следует решить отдельно:
а 2
п = к (1---) > 1,1
в2 .
При опускании техники на гидроопорах нагрузка на гидроцилиндр зависит от веса фронтального погрузчика и воспринимается жидкостью, запертой гидрозамками в поршневой полости гидроцилиндра, в результате чего в этой полости до начала убирания штока имеется избыточное давление:
О
Р =
(8)
При убирании штока под нагрузкой рабочая жидкость поступает по магистрали 9 через гидрозамок в штоковую полость. Гидрозамок работает аналогично случаю, рассмотренному выше.
В данном режиме работы возникает опасность чрезмерного повышения давления в поршневой полости за счет избыточного давления от веса экскаватора-погрузчика и влияния давления в штоковой полости.
При открытии гидрозамка давление рабочей жидкости над поршнем равно:
О F - F Р1 =— + " Ю • Р2 .
Р Р (9)
п п
Первый член правой части этого равенства представляет собой давление от веса погрузчика, второй - приращение давления в поршневой полости за счет подачи управляющего давления в штоковую полость.
Давление испытания Ри гидроцилиндров на прочность обычно берется равным (1,25 -1,5)р, где р - максимальное рабочее давление гидропривода, МПа.
Следовательно, во избежание превышения предельных давлений необходимо, чтобы
Р1 ^ Ри .
В большинстве случаев давление в штоковой полости р2 = р.
Подставив эти значения в уравнение (9), получим:
G F - F (1,25 -1,5)р > — + F-ш р
F
F
откуда
G
Fm >--(0,25...0,5)Fn. (10)
P
Переходя к рабочим диаметрам, получим
d >
4G
лр
- (0,25...0,5)р . (11)
Из изложенного следует, что для обеспечения нормальной работоспособности узла (гидроцилиндр с гидрозамком) необходимо выдержать следующее соотношение основных параметров гидроцилиндра:
D
V
к
n
к
> d >
4G
лр
- (0,25...0,5) D2
(12)
Это неравенство справедливо не только для гидроцилиндров опор, но и для других видов гидроцилиндров, работающих в паре с двусторонним гидрозамком и имеющих подобные нагрузки при работе системы.
Результаты исследования и их обсуждение. Для расчета опор на надежность проводится поверочный расчет деталей опоры на прочность. Поверочный расчет деталей гидроцилиндра на прочность выполняется после окончания конструирования, когда уже известны конструкция, размеры деталей и допуски на их изготовление, а также выбраны материалы и их термообработка.
Поверочным расчетом на прочность определяются напряжения, возникающие в опасных сечениях деталей при наибольших действующих нагрузках, и сравниваются с допускаемыми напряжениями для выбранного материала.
Детали гидроцилиндра обычно рассчитываются на статические нагрузки, на усталость детали гидроцилиндра не рассчитываются.
Расчетными нагрузками являются наибольшие рабочие или предельные нагрузки, действующие на деталь в процессе работы гид-
роцилиндра, при заданной регулировке предохранительных клапанов гидропривода.
Под рабочей нагрузкой подразумеваются нагрузки, возникающие при нормальной эксплуатации, а под предельной - максимальные нагрузки, при действии которых должна обеспечиваться прочность деталей гидроцилиндра.
Рабочие нагрузки включают:
- собственный вес поднимаемых частей грузоподъемной машины и её деталей;
- нагрузки, возникающие в связи с взаимодействием машины со смежными механизмами;
- вес груза;
- рабочие ветровые нагрузки;
- инерционные нагрузки;
- снеговые и прочие нагрузки, возникающие при эксплуатации.
Предельные нагрузки включают:
- предельные ветровые нагрузки в нерабочем состоянии;
- сейсмические нагрузки.
При определении действующей нагрузки
должны быть учтены силы трения Мтр, возникающие между двумя соседними цилиндрами в момент выдвижения и в уплотнениях Мтр. Эти
силы являются внутренними. Во время выдвижения штока они прибавляются к осевым нагрузкам, действующим на гидроцилиндр, а при обратном ходе вычитаются из этих нагрузок.
Действие этих сил учитывается повышением давления рабочей жидкости:
Лр
NTP + Nw F
где — площадь, на которую действует рабочее давление, м2.
Сила трения, возникающая между корпусом гидроцилиндра и штоком при движении,
2 ■ N ■ л ■ (I ■ — + т) м/ -_
N тр —
a
a
(13)
где N — действующая осевая нагрузка на гидроцилиндр, Н;
Л — коэффициент трения скольжения;
I — длина цилиндра, м; — — зазор между цилиндром и втулкой, м; а — длина заделки цилиндра, м; т — эксцентриситет приложения нагрузки, м.
Для манжетных уплотнений из кожи, мас-лостойкой резины, полихлорвинилового пластика сила трения равна:
ым — п ■ а ■ I ■ л ■ р,
где а — диаметр штока цилиндра (при манжетном уплотнении поршня), м;
I — длина уплотнений поверхности (ширина контактной поверхности между манжетой и штоком или цилиндром), м;
Л — коэффициент трения, л — 0,08; р — рабочее давление в уплотнениях полости, МПа,
Исходными данными для определения характеристик механической прочности материала
деталей являются предел прочности апр и предел текучести иТ, выбираемые по соответствующим стандартам или нормалям.
Все детали гидроцилиндра обычно изготовляются из сталей различных марок, за исключением втулок, вкладышей и колец, которые могут быть изготовлены из чугуна, бронзы, текстолита, прессованного капрона или других материалов.
Основные детали, изготовленные из стали, работают на растяжение, сжатие, изгиб, смятие или срез.
Запас прочности п определяется по формуле
n
G,
G
(14)
где о— нормальное напряжение, полученное при поверочном расчете, Н/м2.
Рекомендуемые запасы прочности при расчете стальных деталей приведены в таблице.
Поверочному расчету на прочность подвергаются все основные детали гидроцилиндра: цилиндр, шток, крышка, цапфы, втулки, проушины, оси шарниров и другие.
При действии внешнего и внутреннего давления в стенках гидроцилиндров и штока возникают нормальные напряжения по трем взаимно перпендикулярным направлениям - радиальному ог, тангенциальному о, и аксиальному . Как правило, напряжения в тангенциальном направлении о, значительно превосходят
напряжения в радиальном и аксиальном направлениях. Поэтому при расчете стенки цилиндра (штока) на прочность учитываются только напряжения о, .
Рекомендуемые запасы прочности Recommended safety factors
Характер напряжения Voltage nature G GBP Нагрузка Load
рабочая working предельная limit
Значение п Value п
Растяжение Ор Tension Ор <0,65 1,65 1,1
Сжатие Осж Compression Осж >0,65 1,8 1,2
Изгиб оц Curve оц <0,65 2,7 1,8
Срез тср Shear тср >0,65 3,0 2,0
Смятие осм Contortion осм - 1,5 1,0
Цилиндры (шток), находящиеся под действием внутреннего давления рв, рассчитывают по формуле
О
2 , 2 Г 2+Г
Р —--—
г в 2 2
r — Г
-в
(15)
При отношениях —н ^ У-1,2, харак-
dв
терных для большинства конструкций телескопических гидроцилиндров, достаточно точные результаты дает формула
ОГ
Рв • de 25
Цилиндры, находящиеся под действием наружного давления, рассчитывают по формуле
.2
н' н
' (17)
ОГ
2 p-r;
2 2
Г — Г
н в
а наружного и внутреннего давления одновременно - по формуле
Рв (Г 2+Гв2) — 2Рн Г
О
Г.
Г
В формулах (15-18):
(18)
гн и гв — наружный и внутренний радиусы цилиндра (штока), м;
— внутренний диаметр цилиндра, м;
8 — толщина стенки цилиндра, м.
Для определения фактических зазоров между цилиндрами при действии рабочего давления рассчитывается деформация стенок цилиндров (штока) в радиальном направлении по формуле
Ad г
E
■о,
(19)
(16) где
E —
модуль упругости, принимаемым для
стали равным 2,1-10 кг/см2.
Для предотвращения заклинивания цилиндров необходимо соблюдение условия
(й2 — А^2) — (^ — А^) > 0, (20)
где и d2 — диаметры двух соседних штоков в направляющих узлах, м;
Аd1 и Аd2 — деформации стенок двух соседних штоков под действием давления, м.
штоковая полость rod end
W/////M
Рисунок 3 - Схема действующих на гидроцилиндр сил (расшифровку параметров см. выше по тексту) Figure 3 - Scheme of the forces acting on the hydraulic cylinder (decoding of the parameters is to be seen above in the text)
При определенных условиях в гидроприводе опор трактора - экскаватора-погрузчика МТЗ (Беларус) ЭО-2636 может возникнуть ситуация, когда в статическом положении давление в што-ковой полости гидроцилиндра возрастает обратно пропорционально площади гидроцилиндра и кольцевой поверхности поршня со стороны штока, т.е. гидроцилиндр в этом случае работает как мультипликатор давления (рисунок 2). При этом шток не двигается, а в штоковой полости развивается значительное давление, которое может превысить давление испытания гидроцилиндра на прочность.
Силы, действующие на гидроцилиндр гидроопоры, представлены на рисунке 3.
Приведенная схема позволяет наглядно уяснить комплекс параметров, влияющих на безопасность и работоспособность гидросистемы трактора (в данном случае экскаватора-погрузчика МТЗ (Беларус) ЭО-2636).
Выводы. С целью недопущения превышения давления в штоковой полости гидроцилиндра в гидрозамке гидропривода опоры предусмотрены термические клапаны, которые ограничивают давление в штоковой полости. Благодаря термическим клапанам шток начинает передвигаться, однако этот случай является крайне нежелательным ввиду значительного повышения давления в штоковой полости при включении насоса и резкого его снижения в начальный момент движения штока. Это обусловливает неравномерность движения и резкие толчки, отрицательно сказывающиеся на элементах уплотнений и трущихся парах гидроцилиндра.
Предложенный метод расчета позволяет исключить указанные вредные явления и определить максимально допустимый диаметр штока d для данного случая, при заданных условиях полезной нагрузки, диаметре гидроцилиндра D.
Список источников
1. Рылякин Е.Г., Курылев А.В. Влияние эксплуатационных факторов на изменение надежности гидроагрегатов мобильных машин // Молодой ученый. 2014. № 4 (63). С. 247-249. EDN: SAJYRV
2. Христофоров Е.Н., Ковалев А.Ф., Кузнецов А.А. Современный уровень надежности гидроприводов гидро-фицированных машин // Труды ГОСНИТИ. 2013. Т. 112. № 1. С. 110-113. EDN: SZTWKZ
3. Христофоров Е.Н., Ковалев А.Ф., Кузнецов А.А. Обеспечение надежности гидроприводов гидрофицирован-ных машин // Тракторы и сельхозмашины. 2013. № 1. С. 3234. EDN: PWHMHL
4. Христофоров Е.Н., Кузнецов А.А., Ковалев А.Ф. Повышение безопасности гидроприводов самосвальных платформ // Сельский механизатор. 2013. № 2. С. 36-37. EDN: PYRTEF
5. Жилевич М.И., Королькевич А.В., Шевченко В.С. Новые возможности экспериментальной доводки гидроприводов машин // Вестник Белорусского национального технического университета. 2011. № 6. С. 54-56.
EDN: VWEVEH
6. Коробин А.В., Котлобай А.Я., Котлобай А.А., Та-мело В.Ф. О перспективных направлениях создания гидравлических агрегатов приводов строительных и дорожных машин // Наука и техника. 2012. № 6. С. 71-76.
EDN: TLIMYZ
7. Королькевич А.В., Жилевич М.И. Многофункциональный гидропривод мобильных машин // Вестник Белорусского национального технического университета. 2010. № 6. С. 58-51. EDN: VJXJKR
8. Несмиян А.Ю., Должиков В.В., Должикова Н.Н., Ашитко А.А., Колесник Р.Ю. Универсальный гидропривод сельскохозяйственных машин // Вестник аграрной науки Дона. 2020. № 1(49). С. 5-10. EDN: PJKVRG
9. Христофоров Е.Н., Сакович Н.Е., Гринь А.М., Ковалев А.Ф., Никулин В.В., Никитин А.М., Самусенко В.И., Случевский А.М., Кузнецов А.А., Беззуб Ю.В. Системный анализ и моделирование проблем обеспечения безопасности транспортно-технологических процессов в агропромышленном производстве: монография / Под. общ. ред. проф. Е.Н. Христофорова. Брянск: Издательство Брянского государственного аграрного университета, 2015. 509 с. EDN: VKLHGJ
10. Фоменко Н.А., Богданов В.И., Сапожкова Н.В. Пути совершенствования гидропривода тягово-тран-спортных средств // Вестник Волгоградского государственного архитектурно-строительного университета. Серия: Строительство и архитектура. 2014. № 36 (55). С. 218-222. EDN: SEMKNH
11. Franklin R.C., King J.C., Riggs M.A. Systematic Review of Large Agriculture Vehicles Use and Crash Incidents on Public Roads // M. Journal of Agromedicine. 2020. Vol. 25. Issue 1. Р. 14-27.
https://doi.org/10.1080/1059924X.2019.1593275.
12. Kelber C.R., Reis B.R.R., Figueiredo R.M. Improving functional safety in autonomous guided agricultural self propelled machines using Hardware-In-the-Loop (HIL) systems for software validation // IEEE 19th International Conference on Intelligent Transportation Systems (ITSC), Rio de Janeiro, Brazil, 2016. Р. 1438-1444. doi: 10.1109/ITSC.2016.7795746.
13. Yuan L.D., Lin X.K. Simulation and topological optimization of the lifting mechanism of a dump truck. Applied Mechanics and Materials. 2014. V. 470. Р. 271-274. https://doi.org/10.4028/ www.scientific.net/AMM.470.271.
14. Kang Y., Yang J., Zhang W. Multi-objective optimization design for body hoist mechanism of mining dump truck // Advanced Materials Research. 2012. Vol. 490-495. Р. 396401. https://doi.org/10.4028/www.scientific.net/AMR.490-495.396.
References
1. Rylyakin E.G., Kurylev A.V. Vliyanie eksplu-atatsionnykh faktorov na izmenenie nadezhnosti gidroagrega-tov mobil'nykh mashin (Influence of operational factors on the
change in the reliability of hydraulic units of mobile machines). Molodoy uchenyy. 2014; 4 (63): 247-249. EDN: SAJYRV (In Russ.)
2. Khristoforov E.N., Kovalev A.F., Kuznetsov A.A. Sov-remennyy uroven' nadezhnosti gidroprivodov gidrofitsiro-vannykh mashin (The modern level of reliability of hydraulic drives of hydraulic machines). Trudy GOSNITI. 2013; 112-1: 110-113. EDN: SZTWKZ (In Russ.)
3. Khristoforov E.N., Kovalev A.F., Kuznetsov A.A. Obespechenie nadezhnosti gidroprivodov gidrofitsirovannykh mashin (Ensuring the reliability of hydraulic drives of hydraulic machines). Traktory i sel'khozmashiny. 2013; 1: 32-34. EDN: PWHMHL (In Russ.)
4. Khristoforov E.N., Kuznetsov A.A., Kovalev A.F. Pov-yshenie bezopasnosti gidroprivodov samosval'nykh platform (Improving the safety of hydraulic drives of dumping platforms). Sel'skiy mekhanizator. 2013; 2: 36-37. EDN: PYRTEF
(In Russ.)
5. Zhilevich M.I., Korol'kevich A.V., Shevchenko V.S. Novye vozmozhnosti eksperimental'noy dovodki gidroprivodov mashin (New possibilities for experimental fine-tuning of hy-draulically driven machines). Vestnik Belorusskogo natsio-nal'nogo tekhnicheskogo universiteta. 2011; 6: 54-56.
EDN: VWEVEH
6. Korobin A.V., Kotlobay A.Ya., Kotlobay A.A., Tame-lo V.F. O perspektivnykh napravleniyakh sozdaniya gidravli-cheskikh agregatov privodov stroitel'nykh i dorozhnykh mashin (On perspective directions pertaining to development of hydrolic units for construction and road machinery drives). Nauka i tekhnika. 2012; 6: 71-76. EDN: TLIMYZ (In Russ.)
7. Korol'kevich A.V., Zhilevich M.I. Mnogofunktsion-al'nyy gidroprivod mobil'nykh mashin (Multipurpose hydro-drive of mobile machines). Vestnik Belorusskogo natsional'nogo tekhnicheskogo universiteta. 2010; 6: 58-51. EDN: VJXJKR
8. Nesmiyan A.Yu., Dolzhikov V.V., Dolzhikova N.N., Ashitko A.A., Kolesnik R.Yu. Universal'nyy gidroprivod sel'skokhozyaystvennykh mashin (Universal hydraulic drive of
agricultural machines). Vestnik agrarnoy nauki Dona. 2020; 1(49): 5-10. EDN: PJKVRG (In Russ.)
9. Khristoforov E.N., Sakovich N.E., Grin' A.M., Kovalev A.F., Nikulin V.V., Nikitin A.M., Samusenko V.I., Sluchev-skiy A.M., Kuznetsov A.A., Bezzub Yu.V. Sistemnyy analiz i modelirovanie problem obespecheniya bezopasnosti transportno-tekhnologicheskikh protsessov v agropromyshlen-nom proizvodstve (System analysis and modeling of problems of ensuring the safety of transport and technological processes in agro-industrial production): monografiya. Pod. obsch. red. prof. E.N. Khristoforova. Bryansk: Izdatel'stvo Bryanskogo gosudarstvennogo agrarnogo universiteta, 2015, 509 s. EDN: VKLHGJ (In Russ.)
10. Fomenko N.A., Bogdanov V.I., Sapozh-kova N.V. Puti sovershenstvovaniya gidroprivoda tyagovo-transportnykh sredstv (Ways of improvement of a hydraulic actuator of traction vehicles). Vestnik Volgogradskogo gosudarstvennogo arkhitekturno-stroitel'nogo universiteta. Seriya: Stroitel'stvo i arkhitektura. 2014; 36 (55): 218-222. EDN: SEMKNH
(In Russ.)
11. Franklin R.C., King J.C., Riggs M.A. Systematic Review of Large Agriculture Vehicles Use and Crash Incidents on Public Roads. M. Journal of Agromedicine. 2020; 25-1: 14-27. https://doi.org/10.1080/1059924X.2019.1593275.
12. Kelber C.R., Reis B.R.R., Figueiredo R.M. Improving functional safety in autonomous guided agricultural self propelled machines using Hardware-In-the-Loop (HIL) systems for software validation. IEEE 19th International Conference on Intelligent Transportation Systems (ITSC), Rio de Janeiro, Brazil, 2016, s. 1438-1444. DOI: 10.1109/ITSC.2016.7795746.
13. Yuan L.D., Lin X.K. Simulation and topological optimization of the lifting mechanism of a dump truck. Applied Mechanics and Materials. 2014; 470: 271-274. https://doi.org/10.4028/www.scientific.net/AMM.470.271.
14. Kang Y., Yang J., Zhang W. Multi-objective optimization design for body hoist mechanism of mining dump truck. Advanced Materials Research. 2012; 490-495: 396-401. https://doi.org/ 10.4028/www.scientific.net/AMR.490-495.396.
Информация об авторах
Е.Н. Христофоров - доктор технических наук, профессор, Брянский государственный аграрный университет, Брянская область, Выгоничский район, с. Кокино, Россия. Тел.: +7-915-536-12-75. E-mail: [email protected].
Н.Е. Сакович - доктор технических наук, доцент, Брянский государственный аграрный университет, Брянская область, Выгоничский район, с. Кокино, Россия. Тел.: +7-906-502-55-52. Раб. тел.: 8 (483) 41-24-721. E-mail: nasa2610@ mail.ru.
Р.В. Шкрабак - кандидат технических наук, доцент, Санкт-Петербургский государственный аграрный университет, г. Пушкин, Россия. Тел.: +7-921-951-17-02. E-mail: shkrabakrv@mail .ru.
A.С. Шилин - аспирант, Брянский государственный аграрный университет, Брянская область, Выгоничский район, с. Кокино, Россия. Тел.: +7-910-330-10-60. E-mail: [email protected].
B.С. Шкрабак - доктор технических наук, профессор, Санкт-Петербургский государственный аграрный университет, г. Пушкин, Россия. Тел.: 8 (812) 451-76-18. Моб.: +7-921-345-21-09. E-mail: [email protected].
Роман Владимирович Шкрабак, shkrabakrv@mail .ru
Information about the authors
E.N. Khristoforov - Doctor of Technical Sciences, Professor, Bryansk State Agrarian University, Bryansk region, Vygonich-sky district, Kokino, Russia. Phone: +7-915-536-12-75. E-mail: [email protected].
N.E. Sakovich - Doctor of Technical Sciences, Associate Professor, Bryansk State Agrarian University, Bryansk region, Vygonichsky district, Kokino, Russia. Phone: +7-906-502-55-52. Phone: 8 (483) 41-24-721. E-mail: nasa2610@ mail.ru.
R.V. Shkrabak - Candidate of Technical Sciences, Associate Professor, St. Petersburg State Agrarian University, Pushkin, Russia. Phone: +7-921-951-17-02. E-mail: [email protected].
A.S. Shilin - postgraduate student, Bryansk State Agrarian University, Bryansk region, Vygonichsky district, Kokino, Russia. Phone: +7-910-330 -10-60. E-mail: Andrei.
V.S. Shkrabak - Doctor of Technical Sciences, Professor, St. Petersburg State Agrarian University, Pushkin, Russia. Phone: 8 (812) 451-76-18. Моб.: +7-921-345-21-09. E-mail: [email protected].
Roman Vladimirovich Shkrabak, shkrabakrv@mail .ru
Вклад авторов. Все авторы сделали эквивалентный вклад в подготовку публикации. Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.
Contribution of the authors. All authors made an equivalent contribution to the preparation of the article. The authors declare no conflict of interest.
Статья поступила в редакцию 03.03.2023; одобрена после рецензирования 29.05.2023; принята к публикации 30.05.2023. The article was submitted 03.03.2023; approved after reviewing 29.05.2023; accepted for publication 30.05.2023.
https://elibrary.ru/dmyhby
