Расчет аксиально поршневого насоса

Аксиально-поршневые и аксиально-плунжерные насосы

В объемных гидроприводах наряду с шестеренными широко используют роторные аксиально-поршневые насосы , которые без переделок можно с успехом использовать и в качестве гидромоторов.
Кинематической основой таких гидромашин служит кривошипно-шатунный механизм, в котором цилиндры перемещаются параллельно (аксиально) один другому, а поршни движутся вместе с цилиндрами и одновременно из-за вращения вала кривошипа перемещаются относительно цилиндров. Рабочие камеры у таких насосов образованы поверхностями цилиндров и поршней, оси которых параллельны оси блока цилиндров или составляют с ней угол не более 45°. Если указанный угол превышает 45°, то такие насосы относят (согласно определениям ГОСТ 17398-72) к радиально-поршневым насосам.
К этому типу гидравлических машин относятся и аксиально-плунжерные насосы , в которых функцию нагнетателя выполняет плунжер, т. е. поршень маленького диаметра.

Аксиально-поршневые и аксиально-плунжерные гидромашины выполняют по двум основным схемам: с наклонным диском и с наклонным блоком цилиндров. Наибольшее распространение получили насосы с наклонным диском (рис. 1) .

Насос состоит из корпуса (на рисунке не показан) , блока цилиндров с поршнями 2 , наклонного диска 3 , выполненного в виде упорного подшипника качения, неподвижного торцового распределителя 5 . Поршни 2 пружинами 6 постоянно поджаты к наклонному диску.
Вал 4 насоса передает вращение блоку 1 от приводного электродвигателя. Рабочие камеры насоса образованы поверхностями цилиндрических расточек (цилиндров) блока 1 и торцами поршней 2 .

Для подвода и отвода жидкости в распределителе 5 выполнены дугообразные пазы В всасывания и Н нагнетания, которые отверстиями 7 и 8 соединены соответственно с всасывающим и напорным трубопроводами.
При вращении блока 1 рабочие камеры попеременно сообщаются с пазами В и Н распределителя.

Если наклонный диск 3 установить под некоторым углом к оси I-I , то при вращении блока 1 поршни 2 будут совершать возвратно-поступательное движение в расточках, что приведет к периодическому изменению объемов рабочих камер насоса. При вращении вала, например, по часовой стрелке, рабочие камеры, находящиеся слева от вертикальной оси распределителя и сообщающиеся с пазом В , увеличивают свой объем.
В этих камерах образуется вакуум и за счет разности давлений жидкость из бака насосной станции заполняет камеры — происходит процесс всасывания.
Одновременно, рабочие камеры, находящиеся справа от оси распределителя и сообщающиеся с пазом Н , уменьшают свой объем. Поршни в этих камерах оказывают силовое воздействие на жидкость, что приводит к росту давления, и вытесняют ее в напорный трубопровод — происходит процесс нагнетания.

Изменяя угол наклона диска за счет его поворота относительно оси II-II , можно изменять производительность насоса. При этом если диск 3 установлен перпендикулярно оси I-I , движение поршней 2 в цилиндрах прекратится, и производительность насоса будет равна нулю.
Наклон диска в другую сторону приводит к изменению направления потока жидкости, то есть приведенная на рисунке 1 схема позволяет создать регулируемый и реверсируемый насос.

Теоретическая производительность аксиально-поршневого насоса определяется по формуле:

Q_m = πd 2 (D tg β zn)/4 ,

где:
d — диаметр поршня;
D — диаметр окружности блока, на которой расположены оси цилиндров с поршнями;
β — угол наклона диска;
z — число поршней в блоке;
n — частота вращения блока (обычно равна частоте вращения вала приводного электродвигателя).

Рабочие характеристики и параметры аксиальных насосов определяются по алгоритмам и формулам, описаным в разделе объемные насосы.

Область применения аксиально-поршневых насосов

Аксиально-поршневые насосы нашли применение в гидроприводах, работающих при давлении жидкости до 20 МПа. Их устанавливают, например, в гидросистемах экскаваторов и другого горного оборудования, бульдозеров, в гидроприводе металлообрабатывающих станков, асфальтовых катков, дорожной и строительной техники, самолётов.

Такого типа насосы используют в приводах оборудования большой мощности (до 60 кВт) . Небольшие радиальные размеры насосов позволяют эксплуатировать их при частотах вращения ротора до n = 25 с -1 высоким (до 85%) КПД.
Тонкость фильтрации масла должна быть не хуже 25 мкм (с целью повышения ресурса предпочтительна фильтрация с тонкостью 10 мкм) .

Аксиально-поршневым называют роторный поршневой насос, у которого угол между осью вращения ротора и осям рабочих органов не превышает 45°.

Классификация аксиально-поршневых насосов

По виду кинематических схем конструкции различают аксиально-поршневые насосы:

• с наклонным диском — кулачковый
• с наклонным блоком — шатунный

По механизму синхронизации движения:

• Двойной несиловой кардан (если вал объединен с блоком шатунов)
• Двойной силовой кардан (если на блок шатунов приходится большая часть нагрузки)

По возможности регулирования рабочего объема:

Чем аксиально-плунжерный насос отличается от поршневого

Плунжерный насос отличается от поршневого конструкцией вытеснителя, в первом случае это плунжер, во втором — поршень.

Нерегулируемые аксиальные насосы

В нерегулируемых насосах, угол наклона блока, или диска не изменяется.

Аксиально-поршневой насос с наклонным блоком

При вращении вала 1 насоса, установленного в подшипниках 2, наклонный блок 3 приводится во вращение шарнирно-расположенными поршнями 4. В процессе работы поршни совершают линейное перемещение относительно блока. Величина хода поршней зависит от угла наклона блока. В распределительном диске 5 выполнены серповидные пазы 6, один и которых соединен с линией всасывания, второй — с линией нагнетания.

Расчет подачи аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком

Теоретическая подача объемного насоса пропорциональна его рабочему объему q и частоте вращения вала n:

Рабочий объем аксиально-поршневого насоса можно вычислить, используя формулу:

• где d — диаметр поршня
• z — число поршней
• h — ход поршня

Ход поршня аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком зависит от угла α наклона блока и диаметра расположения поршней D:

Для вычисления реальной подачи необходимо теоретическую умножить на объемный КПД (0,9. 0,98 для поршневых насосов ):

Аксиально-поршневой насос с наклонным диском

Блок цилиндров 2 установлен на приводном валу 1. Поршни 4, установленные в башмаках 3 опираются на наклонный диск (или шайбу). При вращении вала с блоком 5 поршни за счет наклона диска будут совершать возвратно-поступательное движение относительно блока. В распределительном диске 6 выполнены серповидные окна, которые соединяются с линиями всасывания и нагнетания.

Расчет подачи аксиально-поршневого насоса с наклонным диском

Расчетная схема показана на рисунке.

Для вычисления подачи насоса нужно знать его рабочий объем и частоту вращения приводного вала:

Величина хода поршня зависит от геометрии насоса с наклонным диском.

• где D — диаметр расположения поршней
• α — угол наклона шайбы

Регулируемые аксиально-поршневые насосы

Регулируемыми могут быть как насосы с наклонным блоком так и с наклонным диском.

Регулируемый насос с наклонным блоком

Для изменения угла наклона блока может быть использовано механическое, гидравлическое или электрическое пропорциональное управление. Принципиальная схема регулируемого аксиально-поршневого насоса показана на рисунке.

Угол наклона блока 1 изменяется с помощью винтовой передачи 2. Если наклон отсутствует, то подача насоса будет равна 0. При максимальном значении угла наклона блока относительно оси приводного вала подача насоса будет максимальной.

Регулируемый насос с наклонным диском

Рабочий объем насосов данного типа можно регулировать изменяя угол наклона шайбы. Управление может быть механическим или гидравлическим.

На рисунке показан аксиально-поршневой регулируемый насос с наклонным диском 2. На который с одной стороны воздействует плунжер 3, с другой — пружина 1.

При изменении давления рабочей жидкости под плунжером наклон диска будет меняться.

При отсутствии наклона шайбы подача насоса будет нулевой. При увеличении угла наклона шайбы подача будет увеличиваться.

Валентина Моргунова 2 лет назад Просмотров:

1 МЕТОДИКА РАСЧЕТА ГИДРОСТАТИЧЕСКИХ ОПОР ПЛУНЖЕРОВ АКСИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИН.(ГИДРОСТАТИЧЕСКИЕ ОПОРЫ ПОРШНЕЙ ВЫСОКО НАГРУЖЕННЫХ АКСИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ) к.т.н. Даршт Я.А., вед. инж. Холкин И.Н., вед. инж. Пузанов А.В. ОАО «СКБ ПА» г. Ковров) Аннотация. В статье приводятся результаты модельных и натурных испытаний гидростатических опор при работе на давлении свыше 40 МПа., разработаны конструктивные варианты опор и методики их расчета. Объемные аксиально-гидравлические машины широко используются с современных комбинированных системах управления объектами различного назначения. Они способны обеспечить получение больших усилий и мощностей при ограниченных массово-габаритных показателях, высокое быстродействие, плавное регулирование скорости. Совершенствование рабочего процесса и улучшение показателей качества и надежности гидравлических машин повышают эффективность функционирования включающих их стационарных, либо мобильных агрегатов и приводов. Поэтому, задача углубленных расчетно-теоретических и экспериментальных исследований многообразных и сложных физических явлений и взаимодействий, имеющих место в гидравлических машинах, является актуальной, а с учетом достигнутого высокого уровня научных и практических знаний в этой области характеризуется повышенной трудностью. Для улучшения динамических характеристик систем управления (уменьшения геометрических размеров и массы) приходится форсировать гидромашины по давлению (р ном. более 50 МПа.), а для улучшения скоростных характеристик приводов форсировать и по частоте вращения (n от 3000 до об/мин). При этом вопросы повышения КПД, надежности и ресурса гидравлических машин становятся особенно актуальным. Наличие дефектов и износа в парах трения современных гидромашин свидетельствует о недостаточной степени разрешенности проблем надежности и долговечности агрегатов (см.рис. 1, Рис. 2). При работе аксиально-плунжерных гидромашин возникают контактные напряжения, вызванные давлением жидкости на плунжеры, находящиеся в зоне высокого давления. Для регулирования этих напряжений применяют гидростатическую разгрузку плунжеров, качество которой определяет надежность работы гидромашины в целом. Качество гидростатической разгрузки определяется

2 правильностью проектирования кольцевых гидростатических опор (башмаков). Вопросам изучения рабочего процесса гидромашин с учетом функционирования приведенных пар трения посвящено большое количество научных работ. Авторы приводят различные по уровню математические модели, подходы и методики, имеющие различную степень приближения к действительному рабочему процессу [1-13]. Однако все приведенные методики не ориентированы на высокие и сверхвысокие давления, т.е. не позволяют качественно моделировать работу башмака при форсированных режимах работы гидромашины. Рис. 1. Рабочие поверхности гидростатических опор серийно-выпускаемой гидромашины со следами износа и температурных разрушений.

3 Рис. 2. Рабочая поверхность опорного диска серийного аксиальноплунжерного гидронасоса со следами переноса части материала гидростатических опор, и температурного разрушения. Для выяснения особенностей рабочего процесса гидростатической опоры при высоких давлениях были изготовлены опоры с дополнительными внутренними опорными поясками (рис.1) и проведены их испытания в составе насоса при рабочем давлении свыше 40 МПа. После разборки гидромашин и обмера рабочих поверхностей гидростатических опор установлено наличие характерного износа вспомогательных опорных поясков и разгрузочных поясков. Схема износа и величина износа приведены на Рис. 3. Рис. 3. Схема износа и величина износа рабочей поверхности опоры. Эти экспериментальные данные говорят о том, что гидростатическая опора при высоком давлении свыше 40 МПа., деформируется следующим образом (см. Рис. 4).

4 Рис. 4. Схема деформации опоры во время работы. То есть со стороны отжимающего давления действует круговой изгибающий момент, не уравновешиваемый аналогичным моментом от давления, действующего на опорную втулку со стороны сферы. При этом деформация столь велика (30-34 мкм = мкм износа опорных поясков + 10 мкм гарантированного зазора), что существенно превышает величину номинального гарантированного расчетного зазора гидростатической опоры, который составляет 10мкм. при давлении 400 атм. В этой ситуации башмак ложится своими дополнительными опорными поясками на наклонный диск. Это приводит к тому, что площадь опорных поясков исключается из площади, по которой происходит отжим, нарушается баланс прижимных — отжимных сил и начинается интенсивный износ опоры. Другим результатом деформации втулки гидростатической опоры является изменение формы зазора между гидростатической опорой и диском. Это приводит к изменению формы жидкостной пленки, а значит и ее гидравлических параметров, что отражается на всем функционировании опоры. Нетрудно по приведенным выше результатам определить коэффициент деформации, т.е. определить коэффициент пропорциональности между линейной или угловой деформацией опоры и рабочим давлением. Так коэффициент линейной деформации для данного башмака составляет 0.088мкм на 1 атмосферу рабочего давления, коэффициент угловой деформации составляет градусов на 1 атмосферу. При давлении в 400 атм. конусность зазора равна примерно 0.5 градусов. Более полно деформация рабочей поверхности поясков опоры определена в результате прочностного расчета. ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ. Целью проведения анализа напряженнодеформированного состояния (НДС) было определение деформации донной части башмака и контактных напряжений при работе в составе узла ходовой части гидромашины.

5 Применение современных средств анализа (МКЕ, кинематики и гидромеханики) позволяет более структурировано аналитически воссоздать картину рабочих процессов гидромашин. В качестве программного средства кинематического и конечно-элементного анализа деталей и конструкций в "СКБ ПА" используется программный комплекс MSC Software — visualnastran 4D. На рис. 5 представлена расчетная схема: 1- плунжер в положении γ=0, 2 плунжер в положении γ=18, 3 опорный диск, 4 гидростатическая опора. рис. 5 Схема нагружения гидростатической опоры при угле наклона регулирующего органа γ=0 и γ=18 Усилия, приложенные к шаровой поверхности плунжера: Осевое усилие: 2 π d F z = p * cos( γ ) 4, (1)

6 здесь: р давление в поршневой камере; d диаметр плунжера; γ угол наклона органа управления; Соответственно сдвиговое усилие (например в направлении "y": 2 π d F y = p * sin( γ ) 4 (2) В расчетной модели приняты следующие исходные данные: материал башмака — Латунь ЛМцСКА (Модуль упругости Е=1.1*10 11 Па, Коэффициент Пуассона µ=0.335, Плотность ρ=8700 кг/м 3, коэффициент линейного расширения α=1.5*10-5 мм/ С.), давление в поршневой камере р=20, 45, 52 МПа. В результате проведенных модельных исследований выявлены следующие моменты: увеличение более чем на 10% контактных напряжений в сферической заделке башмака при изменении угла наклона γ от 0 до 18. Это объясняется изменением жесткости конструкции в направлении вектора приложения силы; увеличение зазора в сферической заделке от 0 до 100 мкм приводит к увеличению на 20% контактных напряжений. Улучшение технологичности в изготовлении сопряженной пары трения в плане увеличения допусков приводит к ухудшению условий функционирования узла. С целью обеспечения высокой технологичности в изготовлении прецизионных деталей и их элементов была проведена работа по анализу степени влияния величин допусков, шероховатости и формы отклонения на функциональность узлов. Известно, что в процессе работы гидростатическая опора соприкасается с поверхностью опорного диска, поэтому, при расчетах контактных взаимодействий важным моментом является правильный учет режима трения. Как показал опыт моделирования, разница в контактных напряжениях башмака в зависимости от режима трения составляет свыше 50% для сухого трения, и свыше 25% — для вязкого. Для данной конструкции гидростатической опоры картина контактных напряжений по критерию Мизеса представлена на рис. 6 (в МПа).

7 рис. 6 Картина распределения контактных напряжений в конструкции гидростатической опоры. Определение деформаций гидростатической опоры носит относительный характер, поскольку с ростом рабочего давления величина гарантированного зазора стремится к нулю, что приводит к возникновению контакта. Результат расчета НДС башмака представлен на рис. 7.

8 рис. 7 Деформация гидростатической опоры в осевом направлении МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЕЧЕНИЯ ЖИДКОСТИ В ЗАЗОРЕ. Для математического моделирования процесса трехмерного течения жидкости через рабочий зазор гидростатической опоры применялась специализированная программа Flow-3d (Flow Science, Inc. США). Математическая модель, основанная на гипотезе сплошности среды, состоит из уравнения неразрывности, уравнений движения жидкости в трех координатном пространстве и уравнения энергии [14]. Применение специализированной программы для CFDмоделирования позволило получить эпюры давления жидкости в зазоре гидростатической опоры при различных значениях рабочего давлениях насоса, температуре рабочей жидкости, скорости вращения приводного вала, шероховатостях рабочих поверхностей. Общая картина течения жидкости в 10-ти микронном зазоре и постоянном угле деформации пояска гидростатической опоры показана на Рис. 8.

9 Рис. 8. Картина течения жидкости в зазоре с изолиниями давления. На Рис. 9. показана зависимость давления в зазоре башмака от угла деформации рабочей поверхности, т.е. от рабочего давления насоса. В результате расчета установлено, что с появлением даже незначительной деформации рабочей поверхности эпюра давления сильно меняет свою форму в сторону уменьшения своей площади, а значит и отжимающей силы. Так на Рис. 9.: 1- эпюра давления при отсутствии деформации поверхности пояска; 2- эпюра давления при деформации 0.25 градуса; 3- эпюра давления при деформации 0.5 градуса). Рис. 9. Зависимость давления от угла деформации рабочей поверхности гидростатической опоры.

10 В конусном расширяющемся зазоре эпюра давления принимает гиперболический характер и площадь этой эпюры меньше площади эпюры плоско-параллельного зазора. Таким образом, у деформированной опоры отжимающее усилие меньше, чем у не деформированной (при том же зазоре). На Рис. 10 представлены эпюры давления в рабочем зазоре башмака: 1- при максимальном давлении для неизношенной поверхности; 2- после 270 часов работы при максимальном рабочем давлении для изношенной поверхности. Рис. 10. Эпюры давления в рабочем зазоре башмака. Отметим еще один важный момент. В целом площадь эпюры тем меньше, чем меньше зазор и чем больше перекос втулки. Так на Рис. 11 показаны: 1- эпюра при зазоре 10 мкм.; 2 эпюра при зазоре 20 мкм.

11 Рис. 11. Зависимость эпюры давления от высоты зазора. Рис. 12. Зависимость эпюры давления от уровня рабочего давления насоса при постоянном зазоре 10 мкм. Как видно из графиков на Рис. 12, уровень давления на форме эпюры не отражается. То же можно сказать и о ширине уплотняющего пояска. Итак, при величине угла 0.5 градуса площадь переменной части эпюры в два раза меньше, чем для плоско-параллельного зазора. В целом это приводит к уменьшению общей площади эпюры на несколько процентов.

12 Возникшую разницу между прижимающей и отжимающей силами гидростатическая опора автоматически пытается компенсировать, поэтому по мере деформации опорной втулки величина зазора автоматически уменьшается. Но возможности по автокомпенсации у опоры незначительны, и наступает момент, когда нарушается функционирование опоры зазор становится равным нулю. Отметим еще один важный момент. В целом площадь эпюры тем меньше, чем меньше зазор и чем больше перекос втулки. Из этого следует вывод: если жесткая гидростатическая опора имеет момент самостабилизации от перекоса, то по мере деформации опорной втулки этот момент меняет свой знак. В итоге это приводит к появлению одностороннего металлического контакта втулки с наклонным диском. Точный момент нарушения функционирования опоры рассчитывается на имитационной модели. ИМИТАЦИОННАЯ МОДЕЛЬ. Полное исследование функционирования гидростатической опоры возможно на разработанной и приведенной ниже имитационной модели опоры (Рис ). Модель предназначена как для исследования собственно гидростатической опоры, так и для использования ее в общей модели насоса с целью полного моделирования рабочего процесса с учетом всех взаимовлияний. Основу имитационной математической модели гидростатической опоры составляют два уравнения: уравнение баланса расходов через зазор опоры и уравнение баланса сил на опоре. Уравнение расходов: Qдр = Qп + Qут + Qh + Qсж, (3) где Qдр = Gдр Pид Pмд sign(pид P мд ) (4) Q = f x x (5) ( ) ( ) п 2 дм п Qут = kут Pмд Pатм (6) W dpмд Qсж E p dt (7) ( ) ( ) 3 Qп = kh Pмд Pатм h. (8) Уравнение сил действующих на поршень: Fид = Fмд + Fип + Fвт + Fпод + Fреак, (9) где Fид = f1 Pид, (10) F h = f P, (11) ( ) ид 2 мд

13 Fип = m xп, (12) Fвт = kвт xп, (13) F = F sing x, (14) 0 ( ) cт ст п ω Fпод = kп, (15) 2 h F уп (h) = c ( h hmax ). (16) Уравнение зазора: h = xд xп h0. (17) Уравнение перемещения поршня: xпи = R cos( α) tg( γ ), (18) dxпи dα 1 dγ = R sin ( α) tg( γ) R cos( α). (19) 2 dt dt cos ( γ) dt Давление P ид формируется по подмодели индикаторная диаграмма и является входным сигналом для модели поршень — гидростатическая опора. В уравнениях (3)- (8) использованы следующие обозначения: Q- расход; P- давление; F- сила; f- площадь; G- проводимость; x- перемещение; h- величина зазора. В приведенных использованы следующие обозначения индексов: др- дроссель; ут- утечки; сжсжатие; ид- индикаторная диаграмма; мд- междроссельное; ин- инерция; вт и ст- вязкое и сухое трение; подподъем; реак- реакция; k h — проводимость линейного дросселя; W- объем задроссельного пространства гидростатической опоры; E(P)- модуль упругости жидкости; c- жесткость упоров; h 0 — исходная величина зазора; α, γ — параметры из подмодели индикаторная диаграмма. Выражение (8) учитывает поршневой эффект при относительном перемещении опоры поршня и наклонного диска. Учет этого расхода весьма важен, так как его относительная величина может достигать больших значений. Структурно этот расход реализует отрицательную обратную связь по относительной скорости поршня и демпфирует его колебания. При относительно малых значениях вязкого трения эта обратная связь обеспечивает устойчивость переходного процесса. Выражение (11) в части f 2 P мп является упрощением выражения: F= Pмд dr. Последнее выражение рассчитывается в специализированной программе Flow-3d, и определяется следующим образом: f 2 F = =const. P мд 0

14 В перспективе предполагается провести комплексное модельное исследование функции F и описать f 2 =f 2 (h, P м, со и др.) То же относится к коэффициентам k h и k n, значения которых в первом приближении оценены в данной статье, а уточнения предполагается сделать в дальнейшем. Выражение (16) описывает реакцию упоров как упоров упругих. При работе с моделью нужно иметь ввиду что это допущение. Реально на упорах часть энергии удара рассеивается. В имитационной модели применены зависимости и коэффициенты учитывающие гидродинамику потока в зазоре и коэффициенты учитывающие деформацию опоры полученные на основе обобщения результатов модельных экспериментов с использованием специализированных программ Flow-3d и visualnastran4d. МОДЕЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ФУНКЦИОНИРОВАНИЯ ГИДРОСТАТИЧЕСКОЙ ОПОРЫ. График изменения зазора от давления с учетом конкретных механических свойств опоры приведен на Рис. 13. Зависимость рассчитана для абсолютно жесткой опорной втулки. Как видно из графика при давлении подпитки зазор составляет 23 мкм, а при давлении в 400 атмосфер этот зазор уменьшается до 14 мкм. Модель позволяет рассчитать зазор при разных температурах жидкости, ее плотности, начальной вязкости, разных диаметрах дросселей и размерах опоры.

15 Рис. 13. Зависимость высоты зазора от рабочего давления насоса. Как видно из графика, существует некое давление, при котором зазор начинает необратимо стремиться к нулю. Можно считать, что в этой точке функционирование опоры нарушается, т.к. усилие, прижимающее опору, становится больше усилия, отжимающего ее. На Рис. 14. приведены результаты модельных исследований функционирования гидростатической опоры в составе модели насоса. Приведен график перемещения поршня при его попеременном переходе из полости нагнетания в полость всасывания.

16 Рис. 14. Моделирование функционирования опоры при работе насоса. В качестве заключения: Современные методы автоматизированного компьютерного проектирования при применении специализированного программного обеспечения позволяют выявлять качественно новые возможности для улучшения рабочих характеристик как серийно выпускаемых гидромашин, так и вновь разрабатываемых; Материальные затраты на разработку или приобретение этих программ и выполнение необходимых расчетов, как показывает опыт эксплуатации компанией ОАО «СКБ ПА» г. Ковров, окупаются, благодаря значительному сокращению экспериментальных работ и их переносу на модельные исследования. На форсированных режимах работы оборудования детали и узлы подвергаются деформации, не учет которой снижает точность известных методик расчета. Критерием учета фактора деформации принято ее превышение допуска на изготовление характерного размера.

17 ЛИТЕРАТУРА Р.М. Пасынков. Особенности расчетов и конструирования аксиально-поршневых гидромашин.// Вестник машиностроения с Р.М. Пасынков. Численное решение уравнения Рейнольдса с учетом переменной вязкости жидкости (в приложении к торцовым распределителям, уплотнениям и упорным подшипникам скольжения).// Вестник машиностроения с. Пасынков Р. М. Особенности расчетов и конструирования аксиально-поршневых гидромашин // Вестник машиностроения С Башта Т.М. Гидравлические приводы летательных аппаратов. 4-е изд. И перер. и доп., -М. Машиностроение Башта Т.М. Гидравлические следящие приводы. -М.: Машгиз с. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. (Учебник для студентов специальности Гидропневмоавтоматика и гидропривод Вузов), -М. Машиностроение с. Башта Т.М., Алексеева Т.В., Бабанская В.Д. Техническая диагностика гидравлических приводов. -М. Машиностроение с. Прокофьев В.Н. Основы теории и конструирования объемных гидропередач. -М. Высшая школа с. Осипов А.Ф. Объемные гидравлические машины. М., Машиностроение, 1966, 160 с. Машиностроительный гидропривод./ Л.А. Кондаков, Г.А. Никитин, В.Н. Прокофьев. М., Машиностроение, с., ил. Ершов Б.И. Отжимающая сила в торцевом зазоре некоторых гидравлических устройств //Вестник машиностроения С Ершов Б.И., Хилюта И.М., Ершов Ш.Б.. Испытания подпятников аксиальных машин //Вестник машиностроения С Иванов А.Н., Круглов В.Ю. Математическая модель ходовой части аксиально-плунжерной гидромашины. Научные и методические исследования института техническому и культурному прогрессу. Материалы XV научно-методической конференции. Ковровский технологический институт, 1992, с Даршт Я.А., Холкин И.Н., Куванов К.Е. Моделирование потоков рабочей жидкости в каналах гидромппаратов. //Приводная техника. 9-10, С