CC BY
17
тов для рабочей жидкости Shell Tellus S2 V 46
Интервал температуры t
Коэффициенты
а
b
c
0-10 10-20 20-30 30-40
0,9 0,6 0,14 0,04
-30,5 -28 -11,3 -5,4
430 435 285 198
н О
m
о «
150 130 110 90 70 50 30 10 0
\.....V 1 ' 1 1 1 1 ■ ' ' Ч 1 1 1 1 И ' ' ■ 1 1 1 • 1 .........
_ 1
— 2
— з
— 4
10 30 50 70 90 Температура рабочей жидкости Гж, °С
110
Зависимость вязкости применяемых в карьерных гидравлических экскаваторах рабочих жидкостей Shell Tellus от температуры показана на рис.1.
Расчет потерь мощности при работе карьерного гидравлического экскаватора предполагает расчет гидравлических потерь по длине трубопроводов и местных сопротивлений, потерь мощности из-за утечек, в первую очередь основных насосов и гидромоторов. Суммарные гидравлические потери по длине трубопроводной системы определяются по формуле Дарси -Вейсбаха для потока вязкой жидкости
Рис.1. Зависимость вязкости рабочих жидкостей
от температуры - Shell Tellus S2 V 68; 2 - S2 V 46; 3 - S2 V 32; 4 - S2 V 22
ZAPl = pg Z
f
X
L v
2 Л
' d 2 g
P Z
d
Л
где / - количество прямых участков гидравлической трубы; X/ - коэффициент гидравлического трения для соответствующей гидролинии; Ь/, ё/ - длина и внутренний диаметр /-го трубопровода; V/ - средняя скорость потока рабочей жидкости /-го трубопровода [10, 13, 14].
Величина коэффициента гидравлического трения зависит от характера течения жидкости. После длительного простоя, сразу после запуска гидросистемы, когда жидкость еще не прогрелась, в каналах может наблюдаться ламинарное течение и коэффициент гидравлического трения принято подсчитывать по формуле Пуазейля [10, 14, 15]
X =
64 Re
Далее при турбулентном режиме по формуле Блазиуса [14-16] определяется
X = 0,3164Rе~0•25,
где Яе - число Рейнольдса потока рабочей жидкости в трубопроводе.
Также потери возникают, когда жидкость проходит через местные сопротивления: фитинги, клапаны, управляющие устройства гидросистемы. Величину потерь давления рассчитывают по формуле [14, 17]
ZAp* =ZpgK
j=1
2 g
=p ZK v2,
2 j=1
где К - коэффициент местных потерь давления, значения определяются по справочной литературе или экспериментально.
Рабочий цикл рабочей камеры аксиально-поршневого насоса состоит из процессов всасывания и нагнетания рабочей жидкости. Причиной утечек рабочей жидкости в насосе служит большая разница давлений между рабочей камерой и корпусом. Объемные потери возникают, когда происходит вытеснение жидкости в напорную магистраль. Утечки рабочей жидкости из рабочей камеры складываются из четырех компонентов: утечки через зазор между плунжером и стенкой цилиндра Qрc, через зазор между плунжером и башмаком QрS; через зазор между башмаком и упорным диском Qss; через зазор между блоком цилиндров и распределительным диском Qcv (рис.2, а).
Утечки рабочей жидкости через кольцевой зазор между плунжером и стенкой цилиндра определяются по выражению [10, 17, 18]
ерс 12ц! ( ' 1 )
ndр hpcV
(1)
1
Qcv
диск
диск
Верхняя мертвая точка
Ро
Плунжер
Башмак
Упорный диск
Башмак Плунжер
Нижняя мертвая точка
а
б
д
г
е
R
Рис.2. Утечки рабочей жидкости в аксиально--плунжерных насосе и гидромоторе
где dp - диаметр плунжера, м; hpc - ширина зазора между плунжером и цилиндром, м; Р\, Po -давление в рабочей камере насоса и в корпусе, Па; р — динамический коэффициент вязкости рабочей жидкости, Па с; l - длина плунжера в цилиндре, м; п = elhpc - относительный эксцентриситет; e - эксцентриситет плунжера относительно цилиндра, м; v - скорость движения плунжера в рабочей камере, м/с (рис.2, б, в) [10].
Утечки рабочей жидкости в сферическом шарнире между плунжером и башмаком определяются по выражению [10, 17, 18]
< (P - Po )
3р.
tg2Р2 - tg2Pi + 2ln
tgP2
tgfr
(2)
где hps - ширина зазора сферического шарнира, м; Pi, Po - давление в камере башмака и в корпусе насоса, Па; Pi, Р2 - конструктивные углы сферического сочленения плунжера и башмака, рад (рис.2, г).
Утечки рабочей жидкости через зазор между башмаком и упорным диском определяются по формуле [10, 18, 19]
< (P - Po)
Qss =
6pln (R2 / Ri)'
(3)
где hss - ширина зазора между башмаком и упорным диском, м; Д^ - радиус проточки, м; Rs2 -наружный радиус башмака плунжера, м (рис.2, д).
Утечки рабочей жидкости через зазор между блоком цилиндров и распределительным диском определяются по выражению [10, 18, 20]
aohi (P - P0)
12р
ln (R2 / Ri) ln (R4 / Rvi)
(4)
где hcv - ширина зазора между блоком цилиндров и распределительным диском, м; Ду1, Rv2, Дуэ, Ду4 - размеры распределительного диска, м (рис.2, е).
Суммируя результаты формул (1)-(4), с учетом рабочего цикла камер и конструкции насоса получим
Опл = | ° + ^ + + О*) >
где г - число рабочих камер в насосе.
Принимая во внимание допущения, общие потери мощности в гидравлической системе карьерного экскаватора можно записать в виде [21-23]
ш=алр+а, р 1000
где Qэ - объемный расход рабочей жидкости, мэ/с; Ар - потери давления в гидравлической системе, Па; Qпl - суммарные утечки рабочей жидкости в насосах и гидромоторах, мэ/с; р - рабочее давление в гидросистеме, Па.
Математическая модель, используемая для программирования вычислений с использованием программного обеспечения Ма1ЬаЬ Simulink, построена на основе рассмотренных уравнений и выражений. Основными параметрами, использованными в расчетах и моделировании, являются фактические параметры гидравлической системы карьерного экскаватора Коша18и РС750-7 по данным каталога производителя (табл.2).
Таблица 2
Исходные параметры для моделирования
Элемент системы Параметры
Рабочая жидкость Shell Tellus S2 V 440 л Плотность при Гж = 15 °С: р = 872 кг/мэ
Главный гидронасос HPV160+160 2 шт. Диаметр рабочей камеры dp = 22,5 мм Длина плунжера Ьр = 100 мм Радиус окружности осей рабочих камер Др = 49,5 мм Угол наклона упорного диска у = 19,5° Минимальная длина плунжера в рабочей камере 10 = 45 мм Количество рабочих камер г = 9 Частота вращения п = 2400 об/мин Давление в рабочей камере Рэ = 31 МПа Давление в корпусе Р0 = 1,5 МПа Конструктивные размеры упорного башмака плунжера Дэ1 = 8 мм; Л2 = 13° Конструктивные углы сферического сочленения плунжера и башмака Р1 = 14°; Р2 = 119° Конструктивные размеры распределительного узла Ду1 = 29 мм; Ду2 = 38 мм; Дуэ = 50 мм; Ду4 = 60 мм; Ш) = 193°
Гидромоторы поворота платформы (аксиально-плунжерные) 2 шт. Рабочий объем q\ = 255 смэ/об Частота вращения 260 об/мин Рабочее давление 28,4 МПа Мощность 31,4 кВт Механический КПД г|мех = 0,98 Объемный КПД По = 0,96
Гидроцилиндры подъема стрелы 2 шт. Расходы в процессах: копания 0,0018 мэ/с подъема и поворота 0,0013 мэ/с разгрузки 0,0014 мэ/с возврата и опускания 0,00144 мэ/с Внутренний диаметр гидролиний d-¡Vm = 19,05 мм Длина гидролиний Ьтр = 13,4 м
Окончание табл.2
Элемент системы Параметры
Гидроцилиндры рукояти 2 шт. Расходы в процессах: копания 0,002 м3/с подъема и поворота 0,00014 м3/с разгрузки 0,00105 м3/с возврата и опускания 0,001903 м3/с Внутренний диаметр гидролиний dтрm = 19,05 мм Длина гидролиний Ьтр = 23 м
Гидроцилиндры ковша 1 шт. Расходы в процессах: копания 0,00191 м3/с подъема и поворота 0,001804 м3/с разгрузки 0,0021 м3/с возврата и опускания 0,00115 м3/с Внутренний диаметр гидролиний d^Vт = 19,05 мм Длина гидролиний Ьтр = 23 м
Маслоохладитель 1 шт. Размеры овальных труб в маслоохладителе: а = 22,1 мм; Ь = 6 мм; 8гр = 0,75 мм Число рядов труб Zряд = 3 Число труб в ряду ^колонки = 51 Длина труб Ьтр = 1290 мм
Фильтры 5 шт. Распределитель 3 шт. Дроссель 3 шт. Стандартный угольник 90° 34 шт. Обратный клапан 5 шт. Всасывающая линия насоса Коэффициенты местных сопротивлений 5-12 Коэффициенты местных сопротивлений 3-5 Коэффициенты местных сопротивлений 0-100 Коэффициенты местных сопротивлений 1 Коэффициенты местных сопротивлений 1-5 Диаметр 35 мм Длина 2,5 м
Численное моделирование физических процессов нашло широкое применение в области исследования процессов карьерных гидравлических экскаваторов, поскольку позволяет учитывать величины, изменяющиеся по нелинейным зависимостям, и решить ранее рассматривавшиеся задачи с существенно большей точностью [24-26]. Для компьютерного моделирования потерь мощности в гидравлической системе использовалась разработанная методика расчета и программный алгоритм, реализованный в среде Ма1ЬаЬ 81шиНпк.
Обсуждение результатов. Подготовка численного эксперимента потребовала проведения анализа рабочего цикла карьерного гидравлического экскаватора Komatsu РС750-7 [27-29]. Были установлены точные значения скоростей потоков на различных участках гидравлических линий, а также в отдельных устройствах гидравлической системы экскаватора, что важно для точного определения потерь энергии [30-32]. В результате моделирования получены значения потерь мощности в процессе выполнения рабочих операций при различных значениях температур (табл.3).
Таблица 3
Потери мощности в процессе выполнения рабочих операций, кВт
Температура рабочей жидкости 1ж, °С Копание Подъем и поворот Разгрузка Возврат и опускание Объемные утечки
0 390,2 110,3 269,3 222,5 1,6
20 126,3 41,73 90,08 76,23 5,99
30 90,78 32,44 65,92 56,42 9,64
40 71,43 27,51 52,34 45,74 15,2
50 58,41 24,34 43,69 38,73 24
55 54,66 23,39 41,16 36,68 28,71
60 51,87 22,69 39,28 35,15 33,56
70 48,04 21,71 36,69 33,04 43,51
80 45,54 21,07 35,02 31,67 53,62
90 43,8 20,61 33,85 30,71 63,76
110 41,52 20,02 32,33 29,45 83,78
225 175 125 75
25
О
1
— 4
у\
\\Лч
10 30 50 70 90 110 Температура рабочей жидкости tж, °С
70 60 50 40 30
20
10 О
_1
— 2
— 4
10 30 50 70 90 110 Температура рабочей жидкости tж, °С
б
а
Рис.3. Потери мощности в зависимости от температуры рабочей жидкости: а - из-за объемных утечек, гидравлических потерь по длине трубопроводов, местных сопротивлений (1 - в процессе копания; 2 - подъема и поворота; 3 - возврата и опускания; 4 - разгрузки; 5 - в основных гидронасосах) б - суммарные потери мощности при осуществлении рабочих процессов (1 - копания; 2 - подъема и поворота; 3 - разгрузки; 4 - возврата и опускания)
На рис.3 представлены потери мощности из-за объемных утечек, гидравлических потерь по длине трубопроводов и местных сопротивлений в зависимости от температуры рабочей жидкости для операций копания горной массы, подъема и поворота, разгрузки, возврата и опускания рабочего оборудования.
Из представленных графических зависимостей наглядно видно, что потери энергии при различных рабочих операциях существенно отличаются друг от друга, что не противоречит ранее публиковавшимся результатам [33-35]. По мере увеличения температуры жидкости потери мощности из-за гидравлических потерь по длине трубопроводов и местных сопротивлений будут уменьшаться, тогда как потери мощности из-за объемных утечек увеличиваются.
Значения суммарных потерь мощности АЫ при различных операциях рабочего цикла экскаватора отличаются по величине, но все они имеют общую особенность: суммарные потери мощности уменьшаются с увеличением температуры рабочей жидкости от 0 до 30-35 °С, достигая самого низкого значения в диапазоне температур от 35 до 55 °С. После 55 °С потери мощности быстро повышаются с ростом температуры. Поскольку утечки в управляющих устройствах гидравлической системы на этом этапе исследований не учитывались, потери мощности с повышением температуры в рассматриваемом примере будут являться нижней границей значений.
Общие потери мощности в зависимости от температуры для различных рабочих жидкостей представлены на рис.4. Графические зависимости наглядно показывают существенный перерасход энергии при работе на непрогретом гидравлическом масле и необходимость его прогрева перед началом работы до 30-40 °С.
Из данных зависимостей следует, что при работе экскаватора в зимних условиях целесообразно использовать рабочие жидкости с меньшей вязкостью, а при работе в жарком климате, например в условиях Вьетнама, применять рабочие жидкости с повышенной вязкостью. Оптимальное значение температуры зависит от вязкости и других характеристик жидкости, от технического состояния элементов гидросистемы и горно-технических факторов эксплуатации, влияющих на продолжительность рабочих циклов, поэтому абсолютные потери мощности в определенных условиях не являются информативным показателем.
Для оценки энергоэффективности гидравлической системы карьерного экскаватора предложен коэффициент потери мощности, определяемый как отношение минимально возможных потерь мощности в гидросистеме в рассматриваемых условиях эксплуатации к фактическим:
260 220 н 180
ъ
<[ 140
100
60
20 0
10 30 50 70 90 Температура рабочей жидкости Гж, °С
110
250 210 170 130 90 50
— 1
— 4
10 30 50 70 90 Температура рабочей жидкости Гж, °С
110
Рис.4. Потери мощности в зависимости от температуры для различных рабочих жидкостей: а - из-за объемных утечек, гидравлических потерь по длине трубопроводов и местных сопротивлений (1, 5 - Дм и Дм при использовании Shell Tellus S2 V 68; 2, 6 - Дм и Дм при Shell Tellus S2 V 46; 3, 7 - Дм и Дм при Shell Tellus S2 V 32; 4, 8 - Дм и Дм при Shell Tellus S2 V 22)
б - общие потери мощности при осуществлении рабочих процессов (1 - ДМ при использовании Shell Tellus S2 V 68; 2 - при Shell Tellus S2 V 46; 3 - при Shell Tellus S2 V 32; 4 - при Shell Tellus S2 V 22)
К =
AN
ф
1 1 1 1 1 1 ■ 1 ■ ■ ' ' ' 1 1 1 1 .....1 1 | 1 1 1 1 1 1 1 1
1
— 3
— 4
где Л/Утш - минимально возможные потери н 0,8 мощности в данных условиях; Л/Уф - фактиче- ^ ские потери мощности. ^ 0,6
Значения коэффициентов потери мощности при использовании рабочих жидкостей <| о 4 представлены на рис.5. Предложено понятие «температурный интервал потери мощности 0 2
Гипм» - интервал между минимальной и максимальной температурами, соответствующими 0 ю 30 50 70 90 110 значению коэффициента потери мощности.
Диапазон температур при значении коэффициента потерь мощности 0,8; 0,9; 0,95 для жидкостей с различной вязкостью в рассматриваемых условиях представлен в табл.4: V - вязкость рабочей жидкости; - значение температуры для наименьших потерь энергии; (-а, и а -
наименьшее и наибольшее значения температуры в рассматриваемом интервале; ¿-От, ¿+от - величина интервала температуры от ^ до ¿-а, ¿+а; ¿+-1- - величина интервала температуры от ¿-а до ¿+а.
0 10 30 50 70 90
Температура рабочей жидкости Гж, °С
Рис.5. Изменение значений коэффициента потери мощности в зависимости от температуры
1 - ДМ^/ДМ при использовании Shell Tellus S2 V 68; 2 - при Shell Tellus S2 V 46; 3 - при Shell Tellus S2 V 32;
4 - при Shell Tellus S2 V 22
б
а
0
1
Таблица 4
Значения диапазона температур при различной вязкости рабочих жидкостей
v, сСт ГорГ К™ — 0,8 кпм — 0,9 кпм — 0,95
Г-А г-От г+А Г+От г+-г- г-А г-От г+А Г+От г+-г- г-А г-От г+А Г+От г+-г-
22 35 12 23 68 33 56 20 15 52 17 32 25 10 45 10 15
32 44 24 20 79 35 55 30 14 62 18 32 32 12 53 9 21
46 55 30 25 100 45 70 38 17 80 35 42 42 13 70 15 28
68 68 40 28 > 110 > 45 80 48 20 108 50 60 52 16 95 27 43
Из графических зависимостей и данных, представленных в табл.4, следует, что с увеличением вязкости увеличивается разность значений высокой и оптимальной температуры, а также величина интервала потери мощности, соответствующие заданному значению Кпм.
Заключение. Предложена методика расчета потерь мощности в гидросистеме карьерного гидравлического экскаватора в зависимости от температуры, реализованная с использованием программы MatLab Simulink на примере рабочей жидкости Shell Tellus SV 2 46 и гидросистемы экскаватора Komatsu PC750-7.
• В диапазоне от 0 до 30-50 °С 70-80 % потерь мощности составляют гидравлические потери в трубопроводах и местных сопротивлениях, которые уменьшаются по квадратической зависимости с уменьшением вязкости рабочей жидкости, вызванной увеличением температуры. После 30-50 °С при дальнейшем уменьшении вязкости рабочей жидкости из-за увеличения утечек в насосах и гидромоторах основные потери мощности возрастают по зависимости, близкой к прямой. Угол наклона зависимости определяется техническим состоянием гидромоторов и насосов, в первую очередь основных насосов, параметрами рабочей жидкости и горно-техническими факторами эксплуатации.
• Предложен критерий оценки потерь энергии в гидросистеме карьерного гидравлического экскаватора в зависимости от температуры рабочей жидкости - коэффициент потерь мощности Кпм, получаемый сравнением минимально возможных потерь при оптимальной температуре в данных условиях с потерями энергии при фактической температуре. Использование коэффициента позволит оценивать «излишние» потери энергии при отклонении от диапазона, близкого к оптимальной температуре рабочей жидкости в рассматриваемых условиях и гидравлических системах других машин.
• Предложено понятие «температурный интервал потери мощности Гипм» - интервал между минимальной и максимальной температурами, соответствующими значению коэффициента потери мощности.
• Расчеты показали, что проведение мероприятий, обеспечивающих работу в интервале с отклонением 10 % от оптимального значения температуры (Кпэ > 0,9) для данных условий, позволяет сократить потери энергии от 3 до 12 %.
ЛИТЕРАТУРА
1. Пудов Е.Ю., Занг К.К., Кузин Е.Г., Кривенко А.Е. Оценка влияния условий эксплуатации на производительность работы системы охлаждения рабочей жидкости гидравлического карьерного экскаватора // Горное оборудование и электромеханика. 2021. № 1. С. 51-58. DOI: 10.26730/1816-4528-2021-1-51-58
2. Ozmen О., Sinanoglu C., Batbat T., Guven A. Prediction of Slipper Pressure Distribution and Leakage Behaviour in Axial Piston Pumps Using ANN and MGGP // Mathematical Problems in Engineering. Vol. 2019. № 7317520. P. 1-13. DOI: 10.1155/2019/7317520
3. Bergada J.M., Kumar S., Davies D.L., Watton J. A complete analysis of axial piston pump leakage and output flow ripples // Applied Mathematical Modelling. 2012. Vol. 36. Iss. 4. P. 1731-1751. DOI: 10.1016/j.apm.2011.09.016
4. Комиссаров А.П., Лагунова Ю.А., Шестаков В.С., Иванов И.Ю. Энергопотребление одноковшовых экскаваторов // Горный журнал. 2018. № 1. С. 73-77. DOI: 10.17580/gzh.2018.01.13
5. Juza M., Hermanek P. Study of the energy efficiency of the UDS 214 excavator hydraulic system // MM Science Journal. 2022. Iss. 3. P. 5768-5774. DOI: 10.17973/MMSJ.2022_10_2022077
6. Casoli P., Scolari F., Vescovini C.M. et al. Excavator hydraulic circuit solution to reduce dissipations and fuel consumption // E3S Web of Conferences. 2021. Vol. 312. № 05004. DOI: 10.1051/e3sconf/202131205004
7. Balakhnina E., Vykhodtseva G., Sizova E. et al. Theoretical interpretation of the function of changing the tractive effort of a quarry locomotive in the starting mode // AIP Conference Proceedings. International Conference on Modern Trends in Manufacturing Technologies and Equipment 2021, 6-10 September 2021, Sevastopol, Russia. AIP Publishing, 2022. Vol. 2503. Iss. 1. № 050049. DOI: 10.1063/5.0100861
8. Balakhnina E., Sizova E., Vykhodtseva G., Mishedchenko O. Investigation of the Dependence of the Friction Coefficient Change on the Speed under Rational Starting Modes of a Quarry Locomotive // AIP Conference Proceedings, International Conference on Modern Trends in Manufacturing Technologies and Equipment 2021, 6-10 September 2021, Sevastopol, Russia. AIP Publishing, 2022. Vol. 2503. Iss. 1. № 050048. DOI: 10.1063/5.0100597
9. Пудов Е.Ю., Занг К.К., Кузин Е.Г. и др. Влияние температуры окружающей среды и типа рабочей жидкости на термодинамическое равновесие гидравлической системы карьерных экскаваторов // Горное оборудование и электромеханика. 2021. № 1. С. 45-50. DOI: 10.26730/1816-4528-2021-1-45-50
10. Занг К.К. Обоснование и выбор параметров охладителя гидросистемы карьерного гидравлического экскаватора при эксплуатации в условиях Республики Вьетнам: Автореф. дис. ... канд. техн. наук. М.: МИСиС, 2021. 21 с.
11. Abduazizov N.A., Muzaffarov A., Toshov J.B. et al. A complex of methods for analyzing the working fluid of a hydrostatic power plant for hydraulic mining machines // International Journal of Advanced Science and Tehnology. 2020. Vol. 29. SI5. P. 852-855.
12. АбдуазизовН.А., ДжураевР.У., ЖураевА.Ш. Исследование влияния температуры и вязкости рабочей жидкости гидравлических систем на надежность работы горного оборудования // Горный вестник Узбекистана. 2018. № 3 (74). С. 58-60. DOI: 10.13140/RG.2.2.11942.96329
13. Xia Lianpeng, Quan Long, Cao Donghui et al. Research on Energy Saving Characteristics of Large Hydraulic Excavator Boom Driven by Dual Hydraulic-gas Energy Storage Cylinder // Journal of Mechanical Engineering. 2019. Vol. 55. Iss. 20. P. 240-248. DOI: 10.3901/JME.2019.20.240
14. Yusuf S.I., Ejeh S., OlayiwolaR.O. Analytical Study of Leakage of Viscous Flow in a Cylindrical Pipe // International Journal of Scientific Engineering and Applied Science. 2022. Vol. 8. Iss. 3. P. 74-93.
15. Siddique M.A.A., Yong-Joo Kim, Wan-Soo Kim et al. Effects of Temperatures and Viscosity of the Hydraulic Oils on the Proportional Valve for a Rice Transplanter Based on PID Control Algorithm // Agriculture. 2020. Vol. 10. Iss. 3. № 73. DOI: 10.33 90/agriculture10030073
16. Lukashuk O.A., Komissarov A.P., Letnev K.Y. Increasing power efficiency of open-pit excavators // IOP Conference Series: Materials Science and Engineering. 2020. Vol. 709. Iss. 2. № 022083. DOI: 10.1088/1757-899X/709/2/022083
17. Ruichuan Li, Jilu Liu, Xinkai Ding, Qi Liu. Study on the Influence of Flow Distribution Structure of Piston Pump on the Output of Pulsation Pump // Processes. 2022. Vol. 10. Iss. 6. № 1077. DOI: 10.3390/pr10061077
18. Haocen Hong, Chunxiao Zhao, Bin Zhang et al. Flow Ripple Reduction of Axial-Piston Pump by Structure Optimizing of Outlet Triangular Damping Groove // Processes. 2020. Vol. 8. Iss. 12. № 1664. DOI: 10.3390/pr8121664
19. Shishlyannikov D., Zverev V., Ivanchenko A., Zvonarev I. Increasing the Time between Failures of Electric Submersible Pumps for Oil Production with High Content of Mechanical Impurities // Applied Sciences. 2022. Vol. 12. Iss. 1. № 64. DOI: 10.3390/app12010064
20. Xingjian Wang, Siru Lin, Shaoping Wang et al. Remaining useful life prediction based on the Wiener process for an aviation axial piston pump // Chinese Journal of Aeronautics. 2016. Vol. 29. Iss. 3. P. 779-788. DOI: 10.1016/j.cja.2015.12.020
21. Yingxiao Yu, Tri Cuong Do, Bifeng Yin, Kyoung Kwan Ahn. Improvement of Energy Saving for Hybrid Hydraulic Excavator with Novel Powertrain // International Journal of Precision Engineering and Manufacturing-Green Technology. 2023. Vol. 10. Iss. 2. P. 521-534. DOI: 10.1007/s40684-022-00437-9
22. HidayatH., Aviva D., Muis A. et al. Failure analysis of excavator hydraulic pump // IOP Conference Series: Materials Science and Engineering. 2022. Vol. 1212. Iss. 1. № 012052. DOI: 10.1088/1757-899X/1212/1/012052
23. Макарова В.В., Лагунова Ю.А., Ковязин Р.А., Нестеров В.И. Новый подход к созданию гидравлических экскаваторов // Горное оборудование и электромеханика. 2021. № 6. C. 9-14. DOI: 10.26730/1816-4528-2021-6-9-14
24. Литвин О.И., Марков С.О., Хорешок А.А. и др. Определение области энергоэффективного положения рабочего оборудования и эффективного радиуса черпания гидравлических экскаваторов на открытых горных работах // Маркшейдерия и недропользование. 2022. № 4 (120). С. 38-44. DOI: 10.56195/20793332_2022_4_38
25. Kujundzic T., KlanfarM., Korman T., Brisevac Z. Influence of Crushed Rock Properties on the Productivity of a Hydraulic Excavator // Applied Sciences. 2021. Vol. 11. Iss. 5. № 2345. DOI: 10.3390/app11052345
26. Holt G.D., Edwards D. Analysis of interrelationships among excavator productivity modifying factors // International Journal of Productivity and Performance Management. 2015. Vol. 64. № 6. P. 853-869. DOI: 10.1108/IJPPM-02-2014-0026
27. Комиссаров А.П., Лагунова Ю.А., Лукашук О.А., Шестаков В.С. Программное управление процессом экскавации горных пород карьерным экскаватором // Горное оборудование и электромеханика. 2020. № 5. С. 28-33. DOI: 10.26730/1816-4528-2020-5-28-33
28. Литвин О.И., Хорешок А.А., Дубинкин Д.М. и др. Анализ методик расчета производительности карьерных гидравлических экскаваторов // Горная промышленность. 2022. № 5. С. 112-120. DOI: 10.30686/1609-9192-2022-5-112-120
29. Комиссаров А.П., Лагунова Ю.А., Набиуллин Р.Ш., Хорошавин С.А. Цифровая модель процесса экскавации горных пород рабочим оборудованием карьерного экскаватора // Горный информационно-аналитический бюллетень. 2022. № 4. С. 156-168. DOI: 10.25018/0236_1493_2022_4_0_156
30. Litvin O., Litvin Y. Evaluation of Effect of the Excavator Cycle Duration on its Productivity // E3S Web of Conferences. Vol. 174. № 01010. P. 1-5. DOI: 10.1051/e3sconf/202017401010
31. Sobolevskyi R., Korobiichuk V., Levytskyi V. et al. Optimization of the process of efficiency management of the primary kaolin excavation on the curved face of the conditioned area // Rudarsko-geolosko-naftni zbornik. 2020. Vol. 35. № 1. P. 123-138. DOI: 10.17794/rgn.2020.1.10
32. Klanfar M., Herceg V., Kuhinek D., Sekulic K. Construction and testing of the measurement system for excavator productivity // Rudarsko-geolosko-naftni zbornik. 2019. Vol. 34. № 2. P. 51-58. DOI: 10.17794/rgn.2019.2.6
33. Cheol-Gyu Park, Seungjin Yoo, Hyeonsik Ahn et al. A coupled hydraulic and mechanical system simulation for hydraulic excavators // Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part I: Journal of Systems and Control Engineering 2019. Vol. 234. Iss. 4. P. 527-549. DOI: 10.1177/0959651819861612
34. Ng F., HardingA.J., Glass J. An eco-approach to optimise efficiency and productivity of a hydraulic excavator // Journal of Cleaner Production. 2016. Vol. 112. Part 5. P. 3966-3976. DOI: 10.1016/j.jclepro.2015.06.110
35. JuraevA. Study of the Effect of Hydraulic Systems Operation on the General Performance of a Hydraulic Excavator // The American Journal of Engineering and Technology. 2021. Vol. 3. Iss. 10. P. 36-42. DOI: 10.37547/tajet/Volume03Issue10-07
Авторы: М.Г.Рахутин, д-р техн. наук, профессор, https://orcid.org/0000-0001-5873-5550 (Национальный исследовательский технологический университет «МИСиС», Москва, Россия), Занг Куок Кхань, канд. техн. наук, преподаватель, https://orcid.org/0009-0006-8589-5609 (Куангниньский индустриальный университет, Куангнинь, Вьетнам), А.Е.Кривенко, канд. техн. наук, доцент, https://orcid.org/0000-0001-7198-4447 (Национальный исследовательский технологический университет «МИСиС», Москва, Россия), Чан Ван Хиеп, аспирант, https://orcid.org/0000-0003-0962-5835 (Национальный исследовательский технологический университет «МИСиС», Москва, Россия).
Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.
