Особенностью гидравлической схемы является то, что поршневая полость гидроцилиндра подъема стрелы 1 гидравлически, через дроссель 2 и согласующее устройство 3, связано с напорной магистралью, питающей гидроцилиндр поворота колонны 4. Согласующее устройство 3 представляет собой цилиндр с находящимся внутри подпружиненным плунжером 5, который перекрывает дроссельное отверстие 6 тем больше, чем больше давление в поршневой полости цилиндра 1.

Для данной схемы погрузчика определена зависимость угловой скорости колонны w от усилия на штоке цилиндра подъема стрелы F. На рис. 2 приведены графики угловой скорости и усилия на штоке в идеальном случае движения, то есть без колебательных воздействий.

Рисунок 1 – Схема гидравлического привода погрузчика.

Усилие на штоке цилиндра подъема:

                       (1)

Угловая скорость колонны

                               (2)

где f_др – площадь сечения дроссельного отверстия, перекрываемого плунжером;

f_П– площадь сечения плунжера.

Рисунок 2. Зависимость угловой скорости колонны от статического усилия на штоке цилиндра 1.

Для погрузчиков с составной стрелой, длина которой l может изменяться в процессе перемещения груза, угловая скорость колонны в конечном виде будет зависеть и от угла наклона стрелы, и от вылета груза, то есть w=f(l, j₂) (рис.3).

Рисунок 3. Зависимость угловой скорости колонны от угла подъема стрелы и вылета груза.

Для расширения технологических возможностей погрузчиков с расширенной зоной обслуживания наряду с улучшением динамических параметров предлагается следующий вариант гидропривода поворотной колонны [3].

Рисунок 4. – Модернизированный гидропривод поворотной колонны погрузчика

Привод колонны погрузчика состоит (рис.4.4) из самой поворотной колонны 1, гидроцилиндра 2, связывающего колонну 1 и поворотную платформу 3, которая соединена с гидроцилиндром 4, а тот в свою очередь соединен с рамой 5, в корпусе колонны 1 закреплен корпус гидроцилиндра 6. Гидравлическая схема привода состоит из бака 7, насоса 8,

предохранительного клапана 9, делителя потока 10, распределителей 11, 12, 13, 14. Распределители 11 и 12 50 могут быть связаны жесткой кинематической связью 17. Сливные магистрали от распределителей 11 и 12, 14 сходятся посредством сумматора потока 15 в одну сливную магистраль, в которую включен фильтр 16.

Работа осуществляется следующим образом. Для поворота колонны против хода часовой стрелки рабочая жидкость из бака 7 забирается насосом 8 и подается через делитель потока 10 равными потоками к распределителям 11 и 12, 14. При перемещении золотника распределителя 11 вправо рабочая жидкость, беспрепятственно проходя через распределитель 13, поступает в поршневую полость цилиндра 2, тем самым поворачивая колонну 1 относительно поворотной платформы 3 на определенный угол. При перемещении золотника распределителя 12 вправо жидкость поступает в поршневую полость цилиндра 4, поворачивая при этом поворотную платформу 3 вместе с колонной относительно неподвижной рамы погрузчика 5. При перемещении золотника распределителя 14 вправо рабочая жидкость отделителя 10 поступает в штоковую полость цилиндра 6, при втягивании штока которого уменьшается плечо и, соответственно, увеличивается скорость поворота. Соответственно, если рабочая жидкость поступает в поршневую полость, то плечо увеличивается и уменьшается скорость.

Из штоковых полостей цилиндров 2, 4, 6 вытесняемая жидкость через распределители 13, 11 и 12, 14 поступает в сумматор потока 15 и далее через фильтр 16 в бак 7.

Поворот колонны 1 может осуществляться как поочередно цилиндрами 2 и 4 в любой последовательности их включения в работу, так и одновременной их работой. Для этого золотники распределителей 11 и 12 связываются жесткой кинематической зависимостью 17, вследствие чего включение в работу цилиндров 2 и 4 происходит синхронно, независимо от того, в какую сторону происходит поворот.

При синхронной работе распределителей 11 и 12, связанных механически посредством соединения  можно отключить из работы цилиндр 2 распределителем 13. При перемещении его золотника вправо полости цилиндра 2 запираются, и при повороте составной колонны цилиндром 4 цилиндр 2 выступает в роли демпфера при резкой остановке. Эффект демпфирования возникает от деформации гибких рукавов для подвода рабочей жидкости. При переключении золотника распределителя 13 влево до конца полости цилиндра 2 соединяются. В этом случае гидроцилиндр 2 будет выступать в роли жидкостной пружины, дросселирование жидкости будет происходить в распределителе 13. Таким образом, распределитель 13 позволяет менять режимы снижения динамических нагрузок при резкой остановке и страгивании колонны.’

Расширение вариантов поворота колонны 1 погрузчика можно осуществлять асинхронной работой цилиндров 2, 4, 6. Для медленного поворота колонны 1 по ходу часовой стрелки при работе с хрупкими и опасными грузами жидкость подается через крайнюю правую секцию распределителя 12 в штоковую полость цилиндра 4, а через крайнюю левую секцию распределителя 10 в поршневую полость цилиндра 2, одновременно рабочая жидкость подается в поршневую полость цилиндра 6, тем самым увеличивается плечо и уменьшается скорость. Так как жидкость подается в разные полости цилиндров 2 и 4 и скорость штока 4 больше скорости штока 2, то скорость поворота колонны будет

Основные преимущества предлагаемой кинематической схемы привода поворотной колонны погрузчика:

1. При зоне действия рабочего органа в горизонтальной плоскости 75^о, поворот колонны дополнительным цилиндром расширяет зону до 150^о. Угол поворота стрелы естественно зависит от хода поршня цилиндра.
2. Поворот стрелы может происходить при угловой скорости, почти в два раза превышающую скорость одной из составных частей колонны, т.к. угловые скорости складываются. Асинхронной работой обоих цилиндров можно добиться более медленного поворота, а в нужный момент времени плавно останавливать стрелу.
3. При повороте стрелы внешней частью колонны (цилиндром 4), цилиндр 2 будет выступать в роли демпфера.

Предложенные варианты гидропривода погрузчиков с поворотным основанием помимо расширения их технологических возможностей позволяет значительно снизить динамические нагрузки в гидроприводе и на металлоконструкцию всего погрузочного агрегата.

Как показывают наши исследования – повышается интенсивность изнашивания трущихся поверхностей деталей в масляной среде в присутствии эмульсионной воды. В практике эксплуатации машин в транспортном комплексе попадание воды в масло является обычным явлением. Вода значительно снижает долговечность, например, шариков подшипников качения из стали ШХ-15, причем, время до выкрашивания металла сокращается с увеличением концентрации воды в масле [1]. Температура масла при эксплуатации машин отличается от температуры воздуха, а перепад температуры влияет на изменение концентрации воды в масле. При резком понижении температуры вода из масла не успевает перейти в воздух и выделяется в виде микрокапель, образуя свободную воду, которая находится в равновесии с растворимой в нем водой.

Под воздействием неблагоприятных климатических факторов, определяющим из которых является температура окружающего воздуха, доля отказов шестеренных насосов обусловленных повышенным износом корпусных деталей возрастает. [2]

До настоящего времени не установлено количественной связи между температурой и интенсивностью изнашивания. Более того, среди исследователей нет единого мнения о том, увеличивается или уменьшается интенсивность изнашивания при понижении температуры. Большинство ученых все же считают, что с понижением температуры интенсивность изнашивания увеличивается.

Низкие температуры воздуха вызывают многократное увеличение вязкости смазочных материалов и технических жидкостей. Такое увеличение вязкости смазочных материалов снижает их жидкотекучесть, в результате чего поступление смазочных материалов к узлам трения затрудняется или может полностью прекратиться. Под действием низких температур влага, содержащаяся в смазочных материалах, кристаллизуется, что вместе с изменением свойств самих материалов снижает их смазывающие свойства (например, снижается свойство прилипаемости масла к металлическим поверхностям) и, тем самым, провоцирует возникновение сухого или полусухого режима трения и, как результата, повышения интенсивности изнашивания.

Образование микрокапель воды возможно при потеплении воздуха. В этом случае масло имеет более низкую температуру и водяные пары конденсируются на его поверхности, а затем проникают в глубь нефтепродукта. При охлаждении масла насыщенного водой с 50 до 20°С, в нем образуются микрокапли воды со средним диаметром 0,6…0,7 мкм. С течением времени они укрупняются и постепенно осаждаются на дне резервуаров, образуя отстойную воду.

Присутствие воды в маслах приводит к ухудшению их смазывающей способности, усилению коррозионного воздействия масел на металлы, активации процессов окисления входящих в состав углеводородов, усилению водородного разрушения поверхностных слоев трущихся сопряжений. Практически все трущиеся поверхности деталей из стали, чугуна, титана и других металлических материалов имеют повышенное содержание водорода, а это рано или поздно сказывается, особенно во влажном и холодном климате.

Известно, например, что техника на Севере изнашивается в несколько раз быстрее, чем в средней зоне. Это связано с тем, что при низких температурах и при повышенной влажности атмосферы водород оказывает более разрушительное действие на поверхности трения деталей. При недостаточной гидролитической устойчивости масла, присутствие воды приводит к образованию кислот, щелочей и других веществ, способных существенно ухудшить его свойства. Вода способствует микробиологическому заражению масел, что ведет к их частичному разложению, изменению вязкости и ухудшению смазывающей способности.

Микрокапли воды в смазывающем слое масла отрицательно влияют на процесс трения между сопряженными поверхностями. Разрыв масляной пленки особенно ярко проявляется в теплонапряженных узлах, вода может испаряться, вызывая сухое трение между поверхностями деталей, резко ухудшая противоизносные свойства масел [3].

Снижение вязкости масла способствует повышенному выкрашиванию рабочей части зубьев шестерен, т.к. водомасляная эмульсия с понижением вязкости легче проникает в микротрещины, имеющиеся на поверхностях трения, и разрушает материал зубьев, действуя как гидравлический клин.

Способность воды к проникновению в микротрещины объясняется меньшими величинами ее молекул по сравнению с углеводородами.

Уменьшить интенсивность изнашивания, снизить силы трения в зоне контакта деталей гидрооборудования можно за счет применения более совершенных конструкций фильтроэлементов, строгого выполнения технико-эксплуатационных требований и оптимизацией температуры рабочей жидкости.

Поддерживая температуру в оптимальном диапазоне (+40^оС…+60^оС), можно существенно снизить вероятность возникновения отказов и неисправностей гидрооборудования.

Для реализации указанной цели нами была разработана и запатентована  система регулирования температуры рабочей жидкости гидросистемы [4,5]. Ее можно применять как для подогрева, так и для охлаждения масла в условиях пониженных или повышенных температур.

Система работает следующим образом. При низких температурах окружающего воздуха гидронасос будет нагнетать рабочую жидкость гидросистемы во внутреннюю полость теплообменника из бака через всасывающую гидролинию, гидравлический клапан, золотник и напорную гидролинию. Поступая через подводящий штуцер во внутреннюю полость теплообменника, рабочая жидкость нагревается обтекая змеевик, через который пропускается моторное масло двигателя, имеющее рабочую температуру 80…90°С. Затем, масло из теплообменника, через отводящий штуцер, по сливной гидролинии поступает в бак.

По мере нагрева масла в баке золотник займет исходное положение, направляя поток жидкости моторного масла двигателя в обход змеевика по нагнетательной гидролинии системы смазки ДВС с масляным радиатором, а рабочую жидкость к агрегатам гидросистемы.

При разогреве рабочей жидкости свыше 60°С, золотник втянется в катушку, открывая нагнетательную пневмолинию. Вентилятор начинает нагнетать воздух во внешнюю полость теплообменника 5. Воздух, проходимый во внешней полости, увеличивает интенсивность теплообмена. Затем, через отводящий штуцер воздух выводится в атмосферу.

После охлаждения жидкости до оптимальных значений, золотник  вернется в исходное положение и перекроет подачу воздуха от вентилятора. Управление положением золотника осуществляется при помощи подпружиненной конусной втулки гидравлического клапана, которая замыкает соответствующие электроконтакты реле, о чем своевременно сигнализируют лампочки. Контроль температуры РЖ в баке осуществляется при помощи  установленного в нем термодатчика.

Эффективность работоспособности предложенной системы была подтверждена в результате проведенных стендовых и эксплуатационных исследований.

Улучшение работоспособности гидропривода за счет поддержания рационального температурного режима рабочей жидкости при эксплуатации транспортно-технологических машин представляется достаточно эффективным средством, позволяющим наиболее полно реализовать его потенциальные возможности.

1. Особенность прямого измерения крутящего момента дизельного двигателя заключается в пульсирующем характере воздействия на средство измерения (динамометр). Пульсация силы вызывается рабочими циклами дизеля и крутильными колебаниями коленчатого вала. Особенно велико динамическое воздействие на устройство измерения при пусках и остановках дизеля.

2. Автоматизация процесса с использованием компьютерных технологий позволит значительно сократить время обкатки ДВС, повысить ее эффективность исключить «человеческий фактор» из процесса обкатки.

3. Зарубежные обкаточно-тормозные стенды и нагрузочные устройства дороги, сроки их поставки велики. Стенды и нагрузочные устройства не обеспечивают «холодную» обкатку двигателей, не проработаны вопросы энергосбережения стендов.

Анализ механических характеристик нагрузочных устройств, реализованных на различных физических принципах (рис.1), позволяет сделать вывод о возможности использования объемного гидропривода в качестве нагрузочного устройства при испытании ДВС [ 1 ], внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя 3 вписывается в поле 1, ограниченное внешней характеристикой тормоза (контур 0АВСD).

1 – характеристика гидравлического тормоза; 2 – характеристика электрического тормоза; 3 – внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя.

Рис.1 -  Механические характеристики различных нагрузочных устройств и дизельного двигателя

Гидравлические тормоза весьма энергоемки, просты по конструкции и в свое время получили широкое распространение в практике стендовых испытаний двигателей. Поглощаемая гидравлическим тормозом энергия расходуется на совершение гидродинамической работы и работы трения (вращающегося ротора о жидкость). Одной из разновидностей гидравлических тормозов являются тормоза на основе объемного гидропривода.

Принцип действия объемного гидропривода основан на практической несжимаемости рабочей жидкости (высоком модуле объемного сжатия рабочей жидкости), использовании закона Паскаля и уравнения Бернулли, учитывающего течение реальной жидкости в гидросистеме.

Гидравлический объемный привод обеспечивает бесступенчатое регулирование скорости движения рабочих органов; надежно и просто защища­ется от перегрузок рабочих органов и двигателя; дает возмож­ность широко применять стандартизованные и унифицирован­ные узлы, что позволяет снизить себестоимость нагрузочного устройства, облегчает его эксплуатацию и ремонт.

Гидравлическая схема разработанного нагрузочного устройства для испытания дизельных двигателей на базе объемного гидропривода представлена на рисунке 2.

ЭД-электродвигатель, ДВС-двигатель внутреннего сгорания, НА-гидронасос нерегулируемый, М-гидромотор регулируемый, К_мотор-клапан нагрузочный для моторного режима, К_насос-клапан нагрузочный для насосного режима, АТ-маслоохладитель, Ф-фильтр сливной

Рисунок 2 – Схема гидравлическая нагрузочного устройства

Нагрузочное устройство позволяет обкатывать дизельные двигатели в режимах «холодной» и «горячей» обкатки.

Режим «холодной» обкатки дизельного двигателя (моторный режим):

1.   Перед запуском двигателя оба нагрузочных клапана К полностью открыты;

2.   Нагрузочный клапан К для моторного режима настраивается на требуемые частоту вращения и давление, необходимые для вращения коленчатого вала дизельного двигателя. Рабочая жидкость от гидронасоса НА поступает к гидромотору М, который приводит во вращение коленчатый вал дизельного двигателя;

3.   Регулирование частоты вращения вала гидромотора М, в диапазоне п = 0…1500 об/мин и более, осуществляется путем закрытия нагрузочного клапана К моторного режима и изменения рабочего объема гидромотора М при помощи маховика его регулятора.

Режим «горячей» обкатки дизельного двигателя:

1.   Нагрузочный клапан К для моторного режима полностью открыт. Регулировкой нагрузочного клапана для насосного режима обеспечивается требуемая нагрузка на коленчатом валу дизельного двигателя.

2.   Гидромотор М работает в режиме насоса;

3.   Гидронасос НА и нагрузочный клапан К для моторного режима обеспечивают необходимую подпитку на всасывании гидромотора М.

Конструкция разработанного нагрузочного устройства показана на рисунке 3.

Рисунок 3 -  Нагрузочное устройство для испытания ДВС

На рисунке 3 по сквозной нумерации обозначены:

1 – рама, конструктивно объединяющая детали и узлы нагрузочного блока,

2 – защитный кожух,

3 – коробка передач,

4 – трубопроводы для подачи масла в насосы из масляного бака,

5 – общий коллектор выходов масла,

6 – ручка переключения коробки передач,

7 – показывающее устройство температуры масла на выходе из насосов,

8 – блок индикации датчика момента, для отображения величины крутящего момента, частоты вращения и определения механической мощности,

9 – манометры давления масла на выходе каждого насоса,

10 – пульт управления,

11 – конструктивные  элементы, используемые при закреплении испытываемых двигателей и агрегатов (поперечины),

12 – виброопоры,

13 – предохранительные клапаны,

14 – штурвалы для регулировки нагрузки испытываемого двигателя с помощью дросселей,

15 – масляные фильтры для очистки масла подаваемого из маслоохладителя в масляный бак,

16 – шаровые краны подачи масла из масляного бака в насосы,

17 – шаровой кран слива масла,

18 – коллектор  охлаждённого масла подаваемого  в масляный бак из маслоохладителя (подсоединён к верхнему патрубку маслоохладителя),

19 – трубопровод для подачи масла из нагрузочного блока в маслоохладитель,

20 – заливная горловина и заливной фильтр для масла,

21 – трубопровод дренажа и слива,

22 – крышка масляного бака,

23 – бак масляный,

24 – подставка масляного бака,

25 – маслоохладитель,

26 – агрегат насосный, содержащий два насоса,

27 – блок нагрузочный. 

Изготовлен и испытан опытный образец нагрузочного устройства, который внедрен в ООО «Морские пропульсивные системы» (г.Санкт-Петербург) для испытания и сертификации морских дизельных силовых установок.

На рисунке 4 представлен общий вид разработанного нагрузочного устройства со стороны насосных агрегатов.

Рисунок 4  – Общий вид нагрузочного устройства со стороны насосных агрегатов

Для снижения динамических нагрузок в гидросистеме могут применяться различные демпферные устройства (рис.1). Устройство (рис. 1) представляет собой комбинированный демпфер, объединяющий принцип действия пружинного аккумулятора и гидравлического дросселя и состоит из стакана 1, внутри которого установлен поршень 2 с возможностью перемещения по направляющей 3, которая выполнена как единое целое с крышкой. Поршень поджат пружиной 4 к торцевой гайке 5 с дроссельными отверстиями. В крышке  направляющей 3 для перепуска воздуха выполнено дроссельное отверстие 6 [1].

Такое устройство позволяет не только гасить гидроудары, но и снижать колебания давления в гидромагистралях.

Рисунок 1 – Демпферное устройство для гашения гидроударов и снижения колебаний давления

Демпфирование может быть применено не только в элементах, испытывающих наибольшие колебания, но и на пути распространения энергии между элементами. Место установки упругодемпфирующих элементов должно быть обосновано не только с точки зрения колеблющихся масс, но и с учетом операций, выполняемых гидравлической машиной или агрегатом, условий работы и т.п..

Из анализа применяемых средств гашение колебаний в напорной магистрали гидропривода следует, что решение актуальной задачи повышения плавности работы и снижения динамических нагрузок в гидроприводах погрузчиков может быть достигнуто за счет введения простых по устройству упругодемпфирующих связей в систему «энергетическая установка – исполнительный гидроцилиндр» [2, 3, 4].

Для динамического исследования демпферного устройства в гидроприводе погрузчика составим математическую модель и сформулируем основные допущения, принятые при составлении расчетной схемы (рис.2) и математической модели гидропривода рукояти погрузочного манипулятора:

• массу рукояти, приведенной к штоку, считаем постоянной, так как по сравнению
• насос постоянной, линейно зависящей от давления производительности с постоянной частотой вращения;
• температурный режим работы гидросистемы установившийся;
• вязкие потери на поршне и гидравлические потери в гидродвигателе линейно зависят от скорости движения поршня;
• гидравлические потери на трение в трубопроводах учитываются как линейно зависящие от скорости жидкости;
• гидросистема симметрична относительно гидродвигателя.

Перемещение золотника гидрораспределителя в большей части расчетов будем принимать как мгновенное, иначе говоря – режим работы золотника скачкообразный.

  Рисунок 2. Расчетная схема исполнительного гидропривода при внешнем демпферном устройстве в напорной магистрали

Для составления дифференциальных уравнений движения приведенной массы используются уравнения равновесия сил на поршне, уравнения расходов и сохранения неразрывности потока рабочей жидкости.

Введем условные обозначения в расчетной схеме:

N – усилие на штоке;

m – приведенная к поршню масса подвижных частей;

x – перемещение штока;

p_п, p_шт – давления в поршневой и штоковой полостях гидроцилиндра;

p_н – давление, развиваемое насосом;

Q_п, Q_шт – расходы рабочей жидкости через дроссели в поршневой и штоковой полостях;

Q_зол – расход через щель золотника гидрораспределителя;

Q_н – объемная подача насоса;

Q_кл – расход жидкости через предохранительный клапан;

Q_сл – расход жидкости через сливную магистраль;

F_п, F_шт- эффективные площади сечения поршневой и штоковой полостей;

y – перемещение золотника;

h – коэффициент вязкого трения;

c₁, c₂ – коэффициенты жесткости днища и крышки гидроцилиндра;

Математическая модель гидропривода для одного гидроцилиндра состоит из системы дифференциальных и линейных уравнений и имеет вид:

уравнение движения

, (1)

Движение поршня в гидроцилиндре может быть ограничено упором его в крышку или дно. При этом возникает упругий удар при наличии местных деформаций. Обозначив P_i = p_iF_iопределим граничные условия, которые будут иметь вид:

P_п – c₂×x, если x³l_ц;

P_шт – c₁×x, если x£ 0.

Уравнения расходов через дроссели при нагнетании в поршневую или штоковую полость

                                        (2)

                                         (3)

Во всех уравнениях верхний знак означает нагнетание в поршневую полость, нижний – в штоковую, знак перед усилием на штоке N может принимать различное значение в зависимости от направления силы.

Уравнение расхода через щель золотника

                                               (4)

Уравнение движения поршня дифференциального гидрозамка

       (5)

Уравнение расхода через дроссель демпфера

                                                    (6)

Уравнение расхода насоса

                                    (7)

Уравнение неразрывности потока

Q_п = Q_н - Q_кл- Q_у, ,                                              (8)

где Q_у = к_у×р_н -  перетечки жидкости через уплотнения поршня, к_у – коэффициент утечек.

Расходы  через дроссели на входе и выходе из рабочих полостей гидроцилиндра:

                           (9)

                  (10)

                 (11)

                    (12)

где    m – коэффициент расхода;

f_др1 ,f_др2- площади проходного сечения дросселей;

r – плотность рабочей жидкости;

p_зол – давление на выходе из гидрораспределителя;

p_сл- давление слива.

l_др – ширина дроссельного отверстия.

Силы трения в уплотнительных элементах поршней цилиндра и демпфера

R_тр = f×F_м×(±p_п-p_шт)                                                    (13)

R_тр1 = f×F_м×p_н                                                                                                         (14)

Коэффициенты упругости полостей с жидкостью

где    ΔV_п, ΔV_шт – мертвые объемы соответственно поршневой и штоковой полостей;

l_ц- ход штока гидроцилиндра;

L- длина участка трубопровода;

V_н – рабочий объем насоса;

d -внутренний диаметр трубопровода или полости в которой замкнута жидкость;

E_пр - приведенный модуль упругости,

Е_ж  - модуль упругости жидкости;

d_ст – толщина стенки трубопровода или гильзы цилиндра;

F_м - модуль упругости материала трубопровода или цилиндра.

Таким образом, в процессе анализа динамики гидропривода с одним гидроцилиндром и упруго – демпфирующими связями в напорной магистрали была получена математическая модель содержащая дифференциальные и  линейные уравнения.

Решение математической модели численными методами на ЭВМ позволили подтвердить ранее выдвинутые гипотезы о снижении динамической нагруженности гидропривода погрузчика при введении в его гидросистему упругодемпфирующих связей [5]. Как видно из графика изменения давления в полости гидроцилиндра (рис.3, а), при одних и тех же условиях эксплуатации применение демпферного устройства позволяет уменьшить амплитуду скачков давления в гидросистеме. В среднем амплитуда колебаний давления снизилась на 250..350 кПа.

а)

б)

Рисунок 3 –Изменения амплитуды давления в гидроприводе.