Сравнительный анализ бесступенчатых двупоточных гидрообъемно-механических трансмиссий Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.83.062.1

ПОРІВНЯЛЬНИЙ АНАЛІЗ БЕЗСТУПІНЧАСТИХ ДВОПОТОКОВИХ ГІДРООБ’ЄМНО-МЕХАНІЧНИХ ТРАНСМІСІЙ

В.Б. Самородов, професор, д.т.н.,

А.І. Бондаренко, доцент, к.т.н., НТУ «ХПІ»

Анотація. Формалізовано та систематизовано основні закономірності розподілу кінематичних, силових та енергетичних параметрів гідрооб’ємно-механічних трансмісій, що працюють за схемами «диференціал на вході» та «диференціал на виході».

Ключові слова: гідрооб’ємно-механічна трансмісія, гідрооб’ємна передача, планетарний ряд.

СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ БЕССТУПЕНЧАТЫХ ДВУПОТОЧНЫХ ГИДРООБЪЕМНО-МЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЙ

В.Б. Самородов, профессор, д.т.н.,

А.И. Бондаренко, доцент, к.т.н., НТУ «ХПИ»

Аннотация. Формализированы и систематизированы основные закономерности распределения кинематических, силовых и энергетических параметров гидрообъемно-механических трансмиссий, работающих по схемам «дифференциал на входе» и «дифференциал на выходе».

Ключевые слова: гидрообъемно-механическая трансмиссия, гидрообъемная передача, планетарный ряд.

COMPARATIVE ANALYSIS OF TWO STREAM HYDROSTATIC-MECHANICAL

TRANSMISSION

V. Samorodov, Professor, Doctor of Technical Science,

A. Bondarenko, Associate Professor, Candidate of Technical Science, NTU «KhPI»

Abstract. Research of formalization and systematization of kinematics, power and energetic parameters of hydrostatic-mechanical transmissions, which work on a charts «differential on entrance» and «differential on exit» was done.

Key words: hydrostatic-mechanical transmission, hydrostatic transmission, planetary row

Вступ

Щороку збільшується кількість транспортних засобів (ТЗ), обладнаних гідрооб’ємно-механічними трансмісіями (ГОМТ). Посилено ведуться роботи з вдосконалення ГОМТ такими всесвітньо відомими транснаціональними корпораціями як СКИ, AGCO, SDF, а також компаніями John Deere, Claas та ін.

Незважаючи на величезне різноманіття ГОМТ ТЗ, на сьогодні мало вивчено вплив місця розташування планетарного ряду (ПР),

з’єднання механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР на основні параметри ГОМТ (робочі об’єми гідромашин, кутові швидкості їх валів, значення тиску, об’ємний, механічний і загальний коефіцієнт корисної дії (ККД)).

Аналіз публікацій

ГОМТ підрозділяються на повнопотокові, коли вся потужність двигуна передається гідравлічним шляхом, і двопотокові (з диференціалами на вході, виході, зі змінною

(різною) структурою), де менша частина потоку потужності (20-50 %) передається гідравлічним шляхом, а решта частини (зазвичай більша) - механічним шляхом.

В роботі [1] відзначено, що нині ГОМТ не застосовують ні на одному легковому автомобілі, що серійно випускається, її використання на звичайних вантажних автомобілях є обмеженим. Це пояснюється великою масою і високою вартістю ГОМТ.

За кордоном повнопотокові ГОМТ застосовуються на малотоннажних багатоколісних плаваючих автомобілях високої прохідності, аеродромних тягачах, дослідних зразках багатомісних міських автобусів із рекуперацією енергії гальмування. ГОМТ є основним видом трансмісій для автомобілів вантажністю 120 - 200 тонн.

Двопотокові ГОМТ являють собою зараз єдиний вид безступінчастих передач, що серійно встановлюються на сільськогосподарських тракторах. Галузь їх використання розширюється як за числом моделей тракторів, так і за потужністю, що передається [2].

Найбільш оригінальною, ефективною та простою з усіх безступінчастих двопото-кових ГОМТ сільськогосподарських тракторів є трансмісія Fendt Vario, що працює за схемою «диференціал на вході» (рис. 1) [3].

В роботі [3] відзначено, що схема «диференціал на вході» рідко застосовується в ГОМТ, частіше у складі ГОМТ зі змінною структурою. Особливістю даної схеми є те, що вона може самостійно покривати весь діапазон регулювання (трансмісія Fendt Vario) за збереження достатньо високого ККД ГОМТ (до 0,82) за рахунок збільшення об’ємів гідромашин.

У всіх ГОМТ, виконаних за схемою «диференціал на виході», як правило, використовується одна регульована і одна нере-гульована гідромашини [3]. Перевагою таких ГОМТ є мала встановлювальна потужність гідромашин, завдяки використанню декількох піддіапазонів.

В ГОМТ, виконаних за схемою «диференціал на виході», S-Matic, CNH, Eccom (рис. 2) на початку кожного піддіапазону потужність циркулює в замкнутому контурі трансмісії,

спричиняючи зниження її ККД; в кінці діапазонів циркуляція відсутня.

б

Рис. 1. Функціональна схема трансмісії Fendt Vario:

а - потужність двигуна 85-176 кВт; б - потужність двигуна 162-287 кВт; 1 - двигун внутрішнього згоряння; 2 -демпфер крутильних коливань; 3 -

коронна шестірня; 4 - сонячна

шестірня; 5 - водило; 6 - гідронасос; 7 -ПР; 8 - муфта ввімкнення вала відбору потужності; 9 - вал відбору потуж-

ності; 10 - підсумовувальний вал; 11-гідромотор; 12 - муфта перемикання

діапазонів руху; 13 - привід на задній міст; 14 - муфта ввімкнення приводу переднього моста; 15 - привід на передній міст; 16 - трансмісійний

гальмівний механізм

Найбільш складною є ГОМТ зі змінною (різною) структурою, в якій весь діапазон регулювання розбивають на піддіапазони (ГОМТ John Deere Auto Powr 8345 R, MALI WSG 500), в кожному з яких або в частині з них використовується схема «диференціал на вході», «диференціал на виході» або ж складніша механічна частина (декілька диференціалів).

Рис. 2. Кінематична схема трансмісії ZF Ессот

У зв’язку з тим, що конструкції ГОМТ розвиваються у бік зменшення числа фрикційних багатодискових муфт, відповідно зменшення кількості піддіапазонів і складних механічних частин, проаналізуємо схеми «диференціал на вході», «диференціал на виході» як такі, що найчастіше використовуються і є складовою будь-якої ГОМТ.

Мета і постановка задачі

Метою роботи є визначення основних параметрів ГОМТ, що працюють за схемами «диференціал на вході» та «диференціал на виході».

Для досягнення поставленої мети необхідно: скласти кінематичні та структурні схеми ГОМТ з різним з’ єднанням механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР (з сонячною шестірнею, коронною шестірнею, водилом); визначити кінематичні, силові та енергетичні параметри трансмісій, ККД трансмісії; проаналізувати отримані результати.

Порівняльний аналіз безступінчастих двопотокових ГОМТ

Як початкові дані для аналізу обрано такі параметри: максимальну кутову швидкість двигуна - 2250 об/хв; радіус коліс - 0,85 м; масу трактора - 9000 кг; швидкість, що реалізується на тяговому діапазоні за коефіцієнта опору руху 0,5 - від 0,02 до 10 км/год; робочий об’єм гідронасоса - 130 см3; робочий об’єм гідромотора - 130 см3; гідромашини виробництва «Баиег-Бапі^».

Спрощені кінематичні та структурні схеми ГОМТ, що працюють за схемою «диференціал на вході», наведено на рис. 3, 4 (* - регульований гідромотор).

Рис. 3. Спрощені кінематичні схеми ГОМТ з диференціалом на вході при різних з’єднаннях механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР

Рис. 4. Структурні схеми ГОМТ з диференціалом на вході

Кінематика ГОМТ, що приведено на рис. 3, 4, описується системою таких рівнянь [4]

ю0-ю й=0; ю0-ю != 0;

©!* - к • ю 2*+(к — 1) • Юз* = 0;

• Юі* ^1 • Ю3* -Ю^ 0;

(Ю2 • іі — Ю3) • Хі — 0;

Є1 • Чі • Юе1* — е2 • Ч2 • Юе2*=Т • ^2; /1 ч

" (1) (ю4 • і1 — ю5) • Z1 — 0;

(Юз • і'2 — Ю5) • ^1 — 0;

(Ю4 • і'2 — Ю5) • Х1 — 0;

ю5 • і3 — ю6 — 0;

(ю6 • і4— ю7) • ^1 — 0,

де ю; - кутова швидкість ланки; ю й- кутова швидкість колінчастого вала двигуна; ю1*, ю2* ю3* - кутова швидкість ланки, пов’язаної

із сонячною шестірнею - «1», коронною шестірнею - «2», водилом - «3»; к -внутрішнє передавальне відношення ПР [4]; 51 - характерний параметр сателітів [4]; ю 8 - відносна кутова швидкість сателіта; їі - передавальне відношення редуктора; е1, е2 - відносний параметр регулювання

гідрооб’ємної передачі (ГОП); q1, q2 - максимальна продуктивність гідромашин; юе1*, юе2* - кутова швидкість ланки, пов’язаної з валом гідронасоса і гідромотора; у - коефіцієнт, що характеризує напрям потоку потужності (у = 1 - прямий потік потужності; у = —1 - зворотний потік потужності); AQ -втрати робочої рідини у всіх гідромашинах, які обчислюються з урахуванням знака перепаду тисків ГОП [5, 6]; Х1,У1,Z1 -коефіцієнти, що характеризують спосіб

з єднання механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР (Х1 = 0 - для схеми № 2, Х1 = 1 - для решти; У1 = 0 - для схеми № 5, У1 = 1 -для решти; Хх = 1- для схеми № 2, Z1 = 0 -для решти).

Сумарні втрати робочої рідини в гідронасосі та гідромоторі [5]

к

де = (^ + Х2)-Ар =-^-(1 + С1у Д

+ ^ • (1 + С2 уД

(2)

■ )• Ар,

де 2 - коефіцієнт об’ємних втрат, пропорційний перепаду тиску для гідронасоса та гідромотора; Ар - перепад робочого тиску в ГОП; Кіу, Сіу - коефіцієнти втрат для гідронасоса (і = 1) і гідромотора (і = 2); д -коефіцієнт динамічної в’язкості; юе01*, юе02* -кутова швидкість вала гідронасоса та гідромотора, обчислена за ітераційного розв’язання нелінійної матричної системи на попередній ітерації, для першої ітерації приймається рівною 0.

Силові параметри трансмісії описуються системою таких рівнянь

М оь + М1а = 0;

М1х* 'П©з!і*п(щх*) + М

0 -5і^п(^2 х *) + 2 X * ' 'І23 "ґ

+М

з х * = 0;

м1х* • к • ПЗ'“^1 х*) + М2х* • п©з“>(щх*) = 0;

(М2ь-пГя>(Щь) + і Мза)• х1 = 0;

Ме1х* - е1 • д1 •Ар = -АМ1 • sign(ae1*);

М

■. + е2 • д2 •Ар = -АМ2 • sign(&e2*)^;

(Мзь -П0 ' ^Щь ) + і*2 'М5а )• = 0;

(М4ь -П0 ' *п(Щь) + і1 'М5Ь )• 21 = 0; (М4Ь -П0' Я^(Щь) + і*2 'М5а )• Х1 = 0;

(М 4ь -П0'^п( Щь) + і*2 М 5Ь )• І1 = 0;

© • ^п( «5С)

0 • ^п(Щь)

М5с -п^5^ + із М6а = 0;

(Мбь -П4

М 0а + М 0ь = 0 М 2а + М 2ь = 0 М 4а + М 4ь = 0 М ба + М бь = 0

+ і4 'М 7а )-І1 = 0;

М 1а + Мь = 0;

М за + М зь = 0;

М 5а + М 5ь + М 5с = 0;

(Мбь -О'Ї'Т)• ^1 = 0;

(М 7а + М 7ь) • У1 = 0; (М 7ь - О'Ї'Т) ^1 = 0,

де Мпт - моменти на ланках ГОМТ; т -індекс число співпадає з номером кутової швидкості ланки; п - індекси-букви відповідають моментам на кінцях ланок (рис. 4); М1х * , М2х* , Мзх * - моменти на сонячній, коронній шестернях та водилі; п і - ККД

редуктора; © - коефіцієнт урахування втрат в зубчастих зачепленнях (© = 0 - без

урахування втрат, © = -1 - з урахуванням втрат у зубчастих зачепленнях); Ипт -потужність, що передається ланками ГОМТ (добуток кутових швидкостей на відповідні моменти з урахуванням знака дають величину і напрям потоків потужності на конкретних ланках і елементах ГОМТ); М е1х * , Ме 2 х * - моменти на валу гідронасоса та гідромотора; п1з - ККД у зубчастих зачепленнях сонце-сателіт і епіцикл-сателіт при зупиненому водилі, що визначають втрати моментів; АМ1, АМ 2 - втрати

моменту в гідромашинах, обчислювані, наприклад, згідно з математичною моделлю втрат К.І. Городецького [б], як функції параметрів регулювання, кутової швидкості валів гідромашин, робочих об’ємів д1,д2 і

перепаду тиску Ар ; О - вага трактора; Т -радіус коліс; / - коефіцієнт опору руху; ^1, Т1,11 - коефіцієнти, що характеризують спосіб з’ єднання механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР ( ^1 = 1 - для схеми № 5, ^1 = 0 - для решти; Т1 = 1 - для схем № 1, з, б, Т1 = 0 - решти; І1 = 1 - для схем № 4, 5, І1 = 0 - для решти).

Момент втрат у гідромашинах визначається з такого виразу [б]

(з) АМі = ді

К1 ' |Юе0і*|'(1 + К2 'Єі2) +

+

+

К5'(1 + К4' еі Р Л_ ,

(1 + Кз ' |Юе0і* К8'(1 + К7' Ар0 + Яд, ) 0 еі |)

(1 + Кб ' Юе0і* ді 3

(4)

де К1,К2,...К8 - коефіцієнти гідромеханічних втрат [6]; Ар0 - перепад робочого тиску в ГОП, обчислений при ітераційному розв’язанні нелінійної матричної системи на

ґ

л

попередній ітерації; Dqi - характерний

розмір гідромашини

Dqi = 32'п'% .

Системи кінематичних (1) та силових (з) рівнянь розв’язуються спільно ітераційним методом за заданих моменту опору на тягових колесах, кутової швидкості вала двигуна і параметра регулювання е=е1/е2.

Слід звернути увагу на розподіли потоків потужності в ГОМТ з диференціалом на вході. Значення і напрями потоків потужності, що передається ланками двопотокової трансмісії, визначаються тільки круговим передавальним відношенням замкнутого контуру [7]

- для схем № 1, з, б

N2

2

N5

M5b' ю5

(5)

- для схем № 2, 4, 5

N

2а

М2а ' Ю2

N4а М4а ' Ю4

(6)

При -да < іхкЬх < 0 напрями потоків потужності по паралельних гілках двопотокової трансмісії є однаковими, а при 0 < іхкЬх < да потужність по гілках двопотокової трансмісії передається у протилежних напрямах, тобто в замкнутому контурі виникає циркуляція потужності.

В результаті аналізу ГОМТ з диференціалом на вході було встановлено:

- розглянуті ГОМТ з нерегульованим гідромотором за всіма параметрами (ККД трансмісії, потужністю двигуна, перепадом тиску) поступаються аналогічними ГОМТ з регульованим гідромотором, тому подальший аналіз стосуватиметься тільки ГОМТ з диференціалом на вході та регульованим гідромотором;

- особливістю схеми № 2 є те, що вона працездатна лише за підвищених об’ємів гідромашин ГОП. При робочому об’ємі гідронасоса 130 см3, робочому об’ємі гідро-

з

мотора 130 см схема не придатна до використання;

- внутрішнє передавальне відношення ПР схем № 3, 6 в розрахунках прийнято k=-4,5, у зв’язку з тим, що кутові швидкості сателітів при k=-3 досягають 1000 рад/с при русі трактора з місця (допустимо не більше 600 рад/с), тому дані схеми не рекомендовані до використання;

- максимальне значення ККД серед схем трансмісій № 1, 4, 5 у ГОМТ № 4 - 0,862 за швидкостей 8,2 - 10,0 км/год, на другому місці - схеми № 1, 5;

- потужність двигуна, необхідна для виконання технологічного режиму оранки зі швидкістю 10 км/год, є мінімальною у ГОМТ № 4 - 142,5 кВт, на другому місці - схема № 1 -145,8 кВт, на третьому - № 5 - 150,0 кВт.

У розглянутих ГОМТ з диференціалом на вході при русі переднім ходом зі швидкістю до 10 км/год в замкнутому контурі трансмісії

. f de ) n при sign I e ' dV I > 0 циркуляція потужності

відсутня - потужність передається по паралельних гілках двопотокової трансмісії, що повністю відповідає лемі, яку було введено в роботі [8].

Спрощені кінематичні та структурні схеми ГОМТ, що працюють за схемою «диференціал на виході», наведено на рис. 5, 6.

Кінематика ГОМТ, які приведено на рис. 5, 6, описується системою таких рівнянь [4]

ю0-ю d=0; ю0-ю1=0;

Ю ' і - — 0;

Є1 '%1 'Юе1* - Є2 ' %2 'Юе2* = У' AQ;

(®1' і'2 — Ю4)' X2 = 0; (Ю3' і'2 — Ю4)' Z2 — 0; (7)

ю^* — k' ю 2*+(k — 1)' Ю3* = 0;

S1 ' Ю1* S1 ' Юз*-<Ю 0;

Ю5' і3 — ю6 — 0; (ю6 ' і4 — ю7 )' Y2 — 0,

де X2,У2,Z2 - коефіцієнти, що характеризують спосіб з’єднання механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР ГОМТ з диференціалом на виході (X 2 = 1 - для схем № 1, 2, 3, 6, X 2 = 0 - для решти; У2 = 1 -для схем № 2, 5, У2 = 0 - для решти;

Z2 = 1 - для схем № 4, 5, Z2 = 0 - для решти).

а

Рис. 5. Спрощені кінематичні схеми ГОМТ з диференціалом на виході при різних з’єднаннях механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР

Рис. 6. Структурні схеми ГОМТ з диференціалом на виході

Силові параметри трансмісії описуються системою наступних рівнянь

М оь + Ми - 0;

М» Пі

0 • БІ§П(Щь)

+ І1 -М2а - 0;

(8)

Ме1х * - е1 • д1 -Ар - -ДМ1 • 8І8п(юе1*);

Ме2X* + е2 -42 • АР - -АМ2 • 8^П(Ш£2*);

(Мь- П0 8І8П() + І2 -М4а)• X2 - 0;

(Мзь -п0 8І8П(Щь) + І2 -М4а )• 22 - 0;

М -л0 ^8П( М!Х в) + М -Л0 ^8П( ^ X в) +

М1Х* 'І1з ^ М 2X* І2з ^

+МзX* - 0;

М^* • к • п0з'8І8П(^*) + М2х* • п0зХ8І8П(х*) - 0; М5ь -Пз0 8І8П(^) + Із -Мба - 0;

(Мбь -пГІ8п№ь) + І4- М7а) 7 - 0;

М 1а + М1Ь + Мк - 0;

Мза + Мзь - 0;

М5а + М5ь - 0;

Мба + Мбь -0; (Мбь-О-/-т)-^2 -0;

(М7а + М7ь ) 7 - 0; (М7ь - О - / - т) • У2 - 0,

де ¥ 2 - коефіцієнт, що характеризує спосіб з’єднання механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР ( ¥2 -1 - для схем № 1, з, 4, б, ¥2 - 0 - для решти).

Значення кругового передавального відношення замкнутого контуру для схем з рис. б визначимо з таких виразів - для схем № 1, 2, з, б

М 0а + М 0ь - 0 М2а + М2ь - 0

М4а + М4ь - 0

N

Ійкьй -

4ь

М

4ь

-ю

4 .

N

М

(9)

зь

•юз

- для схем № 4, 5

зь

*1С

ІЇ4ь М4ь - Ю4

М1с 'Ю1

(10)

При -да < < 0 відсутня циркуляція

потужності в замкнутому контурі, а при 0 < Іом < “ - з’являється.

В результаті аналізу ГОМТ з диференціалом на виході було встановлено:

- незважаючи на те, що внутрішнє передавальне відношення планетарного ряду

схем № 1, 2 в розрахунках прийнято

к - -4, 5 , кутові швидкості сателітів

досягають 1729,0 і 1б7з,0 рад/с за швидкості 10 км/год (допустимо не більше б00 рад/с), що свідчить про непрацездатність даних трансмісій;

- максимальне значення ККД трансмісії у схемі № 4 - 0,870 за швидкостей б,2-

10.0 км/год. Решта схем має яскраво виражений максимум за швидкостей 5,0 -

6.0 км/год, подальше збільшення швидкості супроводжується зниженням ККД. Друге місце за значенням ККД ГОМТ посідає схема №з - 0,8бб за швидкості б,2 км/год;

- потужність двигуна, необхідна для виконання технологічного режиму оранки зі швидкістю 10 км/год, є мінімальною у ГОМТ № 4 - 141,8 кВт, на другому місці - схема № з - 150,4 кВт.

У ГОМТ з диференціалом на виході, що розглядаються, при русі переднім ходом зі швидкістю 5,5-10 км/год (для схем № 1-4, б), б,0—10,0 км/год (для схеми № 5) в

замкнутому контурі трансмісії при

8І8п | е--^ І > 0

(IV

циркуляція потужності

відсутня - потужність передається по паралельних гілках двопотокової трансмісії. При русі зі швидкістю 0,02-5,5 км/год (для схем № 1 - 4, 6), 0,02-6,0 км/год (для схеми № 5) в замкнутому контурі при

. ( йв ^ , . з^п І в ■ —— | < 0 з являється циркуляція

(IV )

потужності [8], що приводить до перевантаження механічної гілки.

Висновки

Для різних з’ єднань механічної та гідравлічної гілок з ланками ПР було складено кінематичні та структурні схеми ГОМТ з диференціалом на вході та виході, а також відповідні рівняння, що описують кінематику та силові параметри. За результатами досліджень встановлених кінематичних, силових та енергетичних параметрів трансмісій було визначено, що найкращою з розглянутих ГОМТ з диференціалом на вході (рис. 4) за заданих початкових даних є схема № 4; з розглянутих ГОМТ з диференціалом на виході (рис. б) - також схема № 4.

Остаточний висновок про доцільність застосування тієї або іншої схеми ГОМТ на ТЗ можна зробити лише після повного аналізу всіх діапазонів трансмісії як при русі переднім, так і заднім ходом.

Література

1. Прочко Е.И. Методы построения систем

силовых гидрообъемных приводов колес полноприводных автомобилей: автореф. дис. на соискание учён. степени канд. техн. наук: спец. 05.05.03 «Колесные и гусеничные машины»/ Е.И. Прочко. - М, 2007. - 20 с.

2. Самородов В.Б. Критический обзор работ

в области тракторных гидрообъемномеханических трансмиссий / В.Б. Самородов, А.В. Рогов, М.Б. Бурлыга, Б.В. Самородов // Вестник НТУ «ХПИ»: сб. науч. трудов. Темат. выпуск «Автомобиле- и тракторостроение». - 2003. -№4. - С. 3 - 19.

3. Щельцын Н.А. Современные бессту-

пенчатые трансмиссии с.-х. тракторов / Н.А. Щельцын, Л.А. Фрумкин, И.В. Иванов // Тракторы и сельхозмашины. -2011. - № 11.- С. 18 - 26.

4. Самородов В.Б. Вывод кинематических

базисных матриц и системный анализ кинематики ступенчатых механических

и гидрообъемно-механических трансмиссий / В.Б. Самородов // Сборник научных трудов ХГПУ. - 1999. - №.7, Ч. 2.

- С. 363 - 370.

5. Рогов А.В. Развитие методов расчета

систем «двигатель - трансмиссия» автомобилей и тракторов: автореф. дис. на соискан. учён. степ. канд. техн. наук: спец. 05.22.02 «Автомобили и тракторы» / А.В. Рогов. - Х., 2006. - 24 с.

6. Городецкий К.И. КПД объемных гидро-

передач / К.И. Городецкий, А.А. Михай-лин // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 1979. - №9. - С.9 - 14.

7. Красненьков В.И. Проектирование плане-

тарных механизмов транспортных машин / В.И. Красненьков, А.Д. Вашец. -М.: Машиностроение, 1986. - 272 с.

8. Бурлыга М.Б. Универсализация матема-

тических моделей гидрообъемных передач, работающих в составе двухпоточных бесступенчатых трансмиссий / М.Б. Булыга // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. - 2008. -№5/5 (35). - С. 4 - 7.

Рецензент: С.Й. Ломака, професор, к.т.н., ХНАДУ.

Стаття надійшла до редакції 15 березня 2012 р.