Содержание к диссертации
Введение
1. Динамика и методы анализа установившихся режимов гидромеханических силовых передач 9.
1.1. Системы с гидравлическим звеном. Динамические процессы в системах с гидравлическим звеном и их модели 9
1.2. Методы анализа процессов в системах с гидравлическим звеном 20
1.3. Динамические процессы в механических силовых передачах машинных агрегатов и их модели 23
1.4. Методы анализа свободных колебаний в механических силовых передачах машин 25
1.5. Методы анализа вынужденных колебаний в механических силовых передачах машин 32
1.6. Постановка задачи и цели исследования 39
2. Моделирование динамических процессов в гидромеханических системах 42
2.1. Рабочая жидкость как элемент гидромеханической сие темы 42
2.2. Математическая модель инерционных и упругих характеристик крутильных колебаний аксиально-плунжерных гидрообъемных машин 48
2.3. Модель демпфирующих свойств крутильных колебаний аксиально-плунжерных гидрообъемных машин 63
2.4. Особенности гидромеханических систем, обусловленные наличием дифференциальных механизмов 77
2.5. Применение структурных матриц для составления уравнений движения гидромеханических силовых передач машин 79
2.6. Математические модели гидромеханических процессов силовых передач машин и их функции чувствительности 81
2.7. Выводы 83
3. Методы анализа свободных и вынужденных колебаний в линейных и нелинейных гидромеханических силовых передачах 85
3.1. Математические модели линейных установившихся крутильных колебаний в гидромеханических силовых передачах и методы их анализа 85
3.2. Методы расчета свободных колебаний в нелинейных моделях гидромеханических систем 90
3.3. Математические модели вынувденных нелинейных колебаний гидромеханических силовых передач и методы определения их импульсно-частотных характеристик 95
3.4. Методы Ньютона-Канторовича (МНК),осреднения функциональных поправок (МФП) и Пикара (МП) 102
3.5. Численная реализация формул МНК, МФП, МП и
оценка погрешности решения 112
3.6. Особенности численной реализации МНК, МФП,и МП 115
3.7. Выводы 117
4. Обоснование выбранных моделей свободных и вынужденных крутильных колебаний аксиально-плунжерных машин и методов анализа установившихся колебаний в гидромеханических силовых передачах 119
4.1. Механические и гидравлические системы с распределенными и сосредоточенными параметрами 119
4.2. Обоснование математической модели инерционных, упругих и демпфирующих характеристик гидрообъемной передачи, составленной из аксиально-плунжерных гидрообъемных машин 121
4.3. Обоснование выбранных методов анализа установившихся колебаний в гидромеханических силовых передачах 131
4.4. Выводы 145
5. Исследование динамических процессов в гидро механических силовых передачах ДВС 147
5.1. Свободные колебания дискретной линейной модели привода к агрегатам 147
5.2. Свободные колебания нелинейной модели привода к агрегатам 154
5.3. Расчет вынужденных колебаний линейной модели привода к агрегатам 157
5.4. Расчет вынужденных колебаний в нелинейной дискретной модели привода к агрегатам 162
5.5. Анализ свободных и вынужденных колебаний в основной силовой передаче ДВС 165
5.6. Выводы 173
Заключение 175
Литература
- Методы анализа процессов в системах с гидравлическим звеном
- Математическая модель инерционных и упругих характеристик крутильных колебаний аксиально-плунжерных гидрообъемных машин
- Методы расчета свободных колебаний в нелинейных моделях гидромеханических систем
- Обоснование математической модели инерционных, упругих и демпфирующих характеристик гидрообъемной передачи, составленной из аксиально-плунжерных гидрообъемных машин
Введение к работе
Определяющей тенденцией развития современного машиностроения является создание надежных и долговечных машин с постоянно возрастающей динамической и функциональной нагруженностью. Это находит свое отражение в Основных направлениях развития народного хозяйства СССР на 1981-85 годы и на период до 1990 года, где указывается на необходимость: "... значительно повысить технический уровень и качество продукции машиностроения,оборудования, средств автоматизации и приборов,поднять на новый уровень производительность и экономичность выпускаемой техники,существенно улучшить ее надежность,долговечность и безопасность в эксплуатации" .
Важнейшими элементами машин являются силовые передачи (СП), связывающие двигатель с рабочими органами. Исследование динамических процессов в СП часто требует рассматривать их модели как многомассовые,структурно сложные с наличием различных нелинейнос-тей.в том числе,конструктивных и технологических. Кроме того, потребность в управлении динамическими процессами и в улучшении характеристик современных СП транспортных машин побуждает включать в них как элемент объемную гидропередачу (ОГП) часто в сочетании с дифференциальными механизмами (ДМ),что придает системе ряд особенностей. В работе рассматриваются установившиеся крутильные колебания таких систем. Источником интенсивного периодического возбуждения является ДВС. Учет особенностей данного класса систем и протекающих в них процессов приводит к необходимости рассматривать ОГП с точки зрения ее влияния на динамические характеристики СП при установившихся режимах. В плане моделирования такое рассмотрение^ одной стороны.требует выделения среди множества свойств СГП лишь тех,которые являются существенными для
анализа установившихся крутильных колебаний,а с другой стороны (учитывая наличие ОГП и ДМ,которые исключают возможность получения цепных моделей) использования новых алгоритмов автоматизированного построения уравнений движения моделей указанного класса конструкций,называемых далее гидромеханическими силовыми передачами (ГМСП).
В настоящее время существует значительное количество математических моделей ОГП. Подавляющее их большинство получено с целью анализа переходных и установившихся режимов в задачах управления. Однако при расчете свободных и вынужденных крутильных колебаний в СП с ОГП и ДМ использование этих моделей вызывает затруднения, в частности,их применение требует совместного решения уравнений различной физической природы,затрудняется использование алгоритмов автоматизированного построения уравнений движения ГМСП,имеется и ряд других сложностей.
Необходимость создания сложных современных машин при минимальных затратах на их конструирование и доводку требует разработки универсальных,эффективных и достаточно точных методов анализа. Существующие в настоящее время методы расчета установившихся режимов в СП применяются для анализа их цепных моделей. Кроме того,эти методы не всегда оптимальны по быстродействию и затратам памяти ЭВМ. Все это затрудняет решение ряда насущных вопросов практики: автоматизации проектирования СП с ОГП и ДМ и прогнозирования их динамических качеств.принятия обоснованных решений при сопоставлении аналогичных конструкций и т.п. Вышеизложенное определяет актуальность диссертационной работы.
Цель работы заключается в создании достоверной,простой и удобной математической модели динамических характеристик ОГП при крутильных колебаниях, (необходимой для оценки ее влияния на процессы, протекающие в силовой передаче),а также в доработке и применении
наиболее эффективных методов расчета установившихся колебаний в дискретных линейных и нелинейных моделях реальных СП с ОГП и ДМ на основе аппарата структурных матриц.
Решение поставленных задач позволило получить следующие основные результаты, определившие научную новизну работы:
получены линейная и нелинейная модели упругих характеристик ОГП,позволяющие оценивать ее влияние на свободные крутильные колебания ГМСП;
показано,что наличие ОГП в силовой передаче исключает возможность построения цепных моделей. Это требует привлечения структурных матриц для составления уравнений движения ГМСП;
на основе энергетического критерия получена интегральная оценка демпфирующих свойств ОГП,что в совокупности с моделью ее упругих характеристик дает возможность проводить расчеты динамической нагруженности элементов ГМСП;
на основе применения структурных матриц получены формулы для построения импульсно-частотных характеристикеИЧХ) дискретных систем произвольной структуры;
проведено усовершенствование метода Ньютона-Канторовича (МНК), что позволило использовать его для анализа установившихся режимов дискретных нелинейных систем, в том числе, силовых передач с ОГП и ДМ;
получены формулы метода осреднения функциональных поправок (МФЇЇ) и метода Пикара (МП) в применении к интегральной форме записи уравнений движения дискретных нелинейных систем произвольной структуры;
путем проведения математических экспериментов показано,что для анализа установившихся режимов нелинейных дискретных моделей могут быть применены все перечисленные методы.
создан пакет PL- программ, осуществляющих вычисление зна-
чений динамических характеристик ОГП (в зависимости от величин ее конструктивных параметров и режимов работы), а также реализующих алгоритмы предлагаемых методов.
Практическая ценность разработанных моделей и алгоритмов указанных методов подтверждается расчетными и экспериментальными исследованиями реальных конструкций ГМСП на стадии их проектирования и доводки. При этом, рассматривались вопросы анализа установившихся режимов в линейной и нелинейной дискретных моделях привода к агрегатам и основной СП ДВС.
I. ДИНАМИКА И МЕТОДЫ АНАЛИЗА УСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМОВ ГВДРОМЕХАНИЧЕСКИХ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Методы анализа процессов в системах с гидравлическим звеном
Для большинства авторов анализируемых работ выбор методов анализа динамических процессов в системах с гидравлическим звеном в основном определяется целями исследования, эффективностью использования, а также рамками корректного применения того или иного метода. Так анализ модели гидропривода с нелинейными характеристиками, в которой гидравлическое звено описывается интегрально-дифференциальными уравнениями в частных производных с краевыми условиями в виде нелинейных и структурно-нелинейных дифференциальных уравнений / 101 /, возможен только при использовании ЭВМ. В работе / 64 / для исследования взаимодействия механической колебательной системы с гидравлическим звеном при наличии сухого трения с "падающей характеристикой" применяется метод гармонической линеаризации. В этой же работе при анализе механической системы с жидкостным звеном в случае, когда жидкостное звено возбуждается высокочастотными пульсациями расхода, а механическая колебательная система - низкочастотным возбудителем, получены обыкновенные дифференциальные уравнения (относительно форм колебаний скорости ) для жидкостного звена и для механической части (уравнения движения поршня). После этого автор счет целесообразным применение асимптотического метода, как наиболее эффективного метода исследования нестационарных колебаний гидромеханических систем. Однако непосредственное применение этого метода в рассматриваемой задаче оказалось затруднительным из-за наличия гармонического возбуждения с двумя резко отличающимися частотами. Поэтому был использован приближенный прием, основанный на разделении "быстрых" и "медленных" движений системы. Применение такого приема в комбинации с методом гармонической линеаризации позволило разделить движения и выделить уравнения медленных колебаний гидравлической системы под действием только низкочастотного гармонического возбуждения, что позволило оценить, в конечном счете, характер и величину влияния высокочастотного возбуждения жидкости на колебательные свойства механической системы.
Если модель системы с гидравлическим звеном удается линеаризовать, то диапазон применяемых методов может быть расширен. В частности, становится возможным применение преобразования Лапласа, а значит для анализа гидромеханических систем могут быть привлечены частотные методы, хорошо разработанные и получившие широкое распространение в теории автоматического управления. Кроме этого может быть применен структурный метод / 23 /, который дает возможность анализировать и синтезировать сложные взаимосвязанные распределенные системы, в отдельных частях которых могут протекать процессы различной физической природы. Этот метод вытекает из структурной теории управления объектами с распределенными параметрами. В основе ее лежит идея распределенного блока , который соответствует определенному физическому процессу в сплошной среде, и который в линейном случае однозначно и полностью описывается соответствующей функцией Грина или передаточной функцией / 24 /.
Анализ работ, в которых гидропривод описывается обыкновенными дифференциальными уравнениями показал, что исследование динамических процессов в гидроприводе проводится с помощью аналитических и численных методов, а также моделирования на АВМ (аналоговая вычислительная машина). Так в работе / 124 / система с гидротрансформатором с учетом нелинейного демпфирования интегрируется методом Эйлера. Метод моделирования на основе АВМ широко используется в / 18, 78 /. Этот же метод положен в основу изучения процессов в гидроприводе при динамических нагрузках в работе / 96 /. Метод гармонической линеаризации используется в / 68 /. Он же применяется для анализа малых автоколебаний гидропривода с замкнутой системой управления в работе / 112 /. Как уже отмечалось выше, гидропривод в линейной постановке часто рассматривается как элемент системы автоматического регулирования и управления. При таком подходе наиболее целесообразным является применение частотных методов исследования, т.е. над дифференциальными- уравнениями гидропривода осуществляется преобразование Лапласа, составляется интересующая исследователя передаточная функция, из которой путем замены переменной Лапласа р на J6J , где CJ - частота возмущающего воздействия, получают амплитудную и фазовую частотные характеристики системы, которые в совокупности являются ее полной характеристикой !на установившихся режимах (свободные и вынужденные колебания).
Из вышесказанного можно сделать вывод, что если гидропривод исследуется как элемент системы автоматического регулирования (самый распространенный подход), то его модель представляется в виде, удобном для анализа методами теории автоматического управления. Эти методы хорошо разработаны и позволяют в линейной и нелинейной постановке изучать сложные системы. Если же гидропривод является элементом сложной (в общем случае нелинейной) механической колебательной системы, в частности - крутильной, то не имеется простых, наглядных и удобных моделей гидропривода для таких систем, нет и эффективных численных методов анализа свободных и вынужденных колебаний в гидромеханических системах.
Математическая модель инерционных и упругих характеристик крутильных колебаний аксиально-плунжерных гидрообъемных машин
Что касается динамической вязкости, то ее зависимость от температуры и давления для многих жидкостей хорошо изучена и имеется множество формул, хорошо аппроксимирующих экспериментальные кривые / I, 12, 18, 37, 74, 101 /. Объемная вязкость, определяющая дополнительную диссипацию механической энергии при динамических процессах, соизмеримых с релаксационными, относится к явлениям малоизученным как в теоретическом, так и в экспериментальном плане. В настоящей работе она не рассматривается. Инерция жидкости в гидрообъемной передаче может быть учтена путем добавления к моменту инерции,например,гидромотора, некоторого эквивалентного момента инерции жидкости. Практические расчеты убеждают в том, что этой добавкой можно пренебречь, что будет рассмотрено в соответствующем месте.
С учетом вышеизложенного перейдем к вопросу определения крутильных динамических характеристик (инерционных, упругих и демпфирующих) гидрообъемных передач с аксиально-плунжерными гидромашинами.
Математическая модель инерционных и упругих характеристик крутильных колебаний аксиально-плунжерных гидрообъемных машин
Из приведенного выше анализа следует,что для динамических рас-четов крутильных колебаний реальных конструкций механических силовых передач машин строятся математические модели их инерционных и упругих характеристик. В обширной литературе излагаются правила построения таких моделей и определения их параметров. Однако, если элементом силовой передачи является гидрообъемная передача, то она придает первой определенные особенности, которые должны быть учтены при составлении общей модели.
Поскольку гидрообъемная передача, являясь бесступенчатой передачей , обладает свойством, которое исключает возможность построения приведенных систем, то модели ее динамических характеристик должны строиться для обобщенных координат, непосредственно определяемых движением масс (роторов гидромашин). Кроме того, сосредоточенные массы роторов гидромашин связаны между собой сжимаемой жидкостью,находящейся в замкнутом объеме, следовательно необходимо принимать во. внимание ее упругие характеристики с учетом особенностей конструкции и работы гидромашин.
Крутильные колебания роторов.насоса и гидромотора вызывают осевые смещения плунжеров, которые приводят к дополнительной деформации жидкости и соответствующему изменению давлений. При этом на роторы гидромашин со стороны рабочей жидкости действуют моменты, вызванные этими колебаниями. При определении моментов, позволяющих оценить упругие характеристики жидкости, приняты следующие допущения. Считается, что рабочая жидкость подчиняется закону Тука (давления в магистралях не превышают 60-80 МПа) и ее плотность является постоянной величиной; система подпитки обеспечивает условие неразрывности потока жидкости в магистралях гидрообъемной передачи; во внимание не принимается неравномерность вращения вала гидромотора (переносное движение), так как для определения факторов, характеризующих эту неравномерность , необходимо проводить специальные исследования и расчеты / 164 /; пренебрегаем технологическими условиями и потерей давления на трение в магистралях; длина L и диаметр & магистралей предполагаются такими, что позволяют пренебречь распределенностью параметрами находящейся в них рабочей жидкости (L/u I00 /II /). Кроме того, с целью упрощения вывода, но вовсе не ограничивая общности результатов,пренебрегаем инерционностью и кинетической энергией жидкости. В дальнейшем будут получены оценки, которые подтвердят обоснованность подобных допущений.
Абсолютный угол поворота ротора гидромашины содержит переносную (определяется статическим нагружением системы) и относительную (определяется инерционными и упругими характеристиками системы) составляющие. В качестве обобщенных координат выберем относительные составляющие движения роторов гидромашин
Методы расчета свободных колебаний в нелинейных моделях гидромеханических систем
Из проведенного выше анализа следует, что современные реальные конструкции силовых передач машин являются сложными системами, в которых наряду с механическими процессами имеют место и другие процессы, в частности, - гидравлические. Отсюда вытекает тот факт, что модели гидромеханических процессов будут многомассовыми и структурносложными. Сложность динамических моделей заключается прежде всего в том, что наличие дифференциальных механизмов порождает их кольцевую структуру, а также исключает возможность приведения моделей к классу цепных. Последним свойством обладают и системы, содержащие гидрообъемные передачи. Анализ свободных и вынужденных колебаний в таких системах в линейной и нелинейной постановках представляет значительную трудность. Кроме того,во многих задачах динамического анализа силовых передач расчеты, как правило, выполняются для различных вариантов модели исследуемой передачи, отличающихся значениями отдельных упруго-инерционных элементов. Эти многовариантные расчеты могут выпол няться с различными целями. Например, для выяснения роли отдельных параметров в формировании изучаемых динамических характеристик передачи или для определения значений параметров системы, обеспечивающих ей по показателям динаимческой нагруженности или другим динамическим качествам, оптимальный рабочий режим. Расчеты, связанные с оценками динамической нагруженности силовой передачи при колебаниях, вызываемых регулярными возмущениями, требуют решения частичной или полной проблемы собственных значений динамической модели передачи. Многократное решение этой проблемы с измененными значениями отдельных параметров представляет основную по вычислительной трудоемкости процедуру динамического анализа, особенно для многомассовых систем. В подобной ситуации вычислительная эффективность указанной процедуры может быть существенно повышена в результате применения эквивалентных структурных преобразований параметрически варьируемых моделей / 3 /. Однако, наиболее рациональным с точки зрения затрат машинного времени следует считать алгоритм, решающий поставленную задачу на основе теории чувствительности. Существуют различные варианты использования теории чувствительности. В частности, в работе / 3 / приводятся выражения векторов чувствительности (определяющих чувствительность) собственных значений и форм модели к изменению ее упруго-инерционных элементов, полученные на основе представления собственных значений и форм в виде сходящихся степенных рядов по малому параметру. В работах / 41, 42 / получены выражения функций чувствительности для простых и разветвленных цепных систем, а в / 4 / - для случая дискретных од-носвязных линейных систем любой структурной сложности с дальнейшим распространением на нелинейные системы. При этом, под функцией чувствительности в этой работе понимается отношение относительной вариации параметра-функции к относительной вариации параметра - аргумента. Таким образом, многовариантный расчет сводится к одноразовому решению проблемы собственных значений и векторов, а затем получению их функций чувствительности. Именно этот подход, как наиболее экономичный, используется в данной работе с целью выяснения влияния упругоинерционяых характеристик гидрообъемной передачи на частотный спектр динамической модели гидромеханической силовой передачи.
1. Показана необходимость рассмотрения рабочей жидкости как элемента гидромеханической системы и учета ее основных свойств, имеющих отношение к крутильным колебаниям.
2. Получена математическая модель инерционных и упругих характеристик крутильных колебаний гидрообъемной передачи, составленной из аксиально-плунжерных гидрообъемных машин.
3. Показано, что одним из механических аналогов модели крутильных колебаний гидрообъемной передачи может служить упруго-кинематическое соединение, образованное двумя зубчатыми колесами разных радиусов, в котором учитывается упругость зубьев.
4. Предложен вариант определения нелинейных силовых характеристик гидрообъемной передачи, связанный с учетом влияния двух-фазности рабочей жидкости на ее модуль объемной-упругости.
5. Получена модель демпфирующих характеристик аксиально-плунжерных машин на основе учета сил трения в различных парах.
6. Получены зависимости составляющих и суммарного момента сил трения от факторов, которые характеризуют особенности конструкции и режимы работы гидрообъемных аксиально-плунжерных машин.
7. Получена формула для учета взаимовлияния скоростного напора рабочей жидкости и крутильных колебаний гидромашин.
8. Показано, что модели систем, содержащих гидрообъемяые передачи и дифференциальные механизмы не могут быть приведены к цепным, что влечет за собой необходимость использования аппарата структурных матриц для составления уравнений движения гидромеханических систем.
9. Обоснована целесообразность использования функций чувствительности для анализа влияния упругоинерционных характеристик гидрообъемяой передачи на частотный спектр динамической модели гидромеханической силовой передачи.
Обоснование математической модели инерционных, упругих и демпфирующих характеристик гидрообъемной передачи, составленной из аксиально-плунжерных гидрообъемных машин
Этот результат является закономерным, поскольку в соответствии с рис.2.9 при максимально возможных амплитудах колебаний давлений (давление в магистралях не должно падать ниже атмосферного) жесткость гидромеханического участка изменяется не более чем в 1,5-2,5 раза. Из этого следует, что для исследования установившихся режимов в гидромеханических силовых передачах в первом приближении можно ограничиться линейной моделью упругих характеристик гидрообъемной передачи. Это дает существенный выигрыш в затратах времени счета на ЭВМ при проведении динамического анализа структурно сложных многомассовых дискретных моделей реальных гидромеханических силовых передач. Инерционные свойства кривошипно-шатунных механизмов поршневых двигателей (которые являются функциями угла поворота коленчатого вала) принято оценивать средними за оборот значениями моментов инерции. При этом, практика многолетних расчетов / 81, ISO, 131 / свидетельствует о том, что такая оценка является достоверной. Как уже отмечалось, инерционные свойства гидрообъемной передачи предложено оценивать средними за оборот значениями моментов инерции роторов гидромашин. Погрешность такой оценки значительно (на один-два порядка) меньше погрешности соответствующей оценки для кривошипно-шатунных механизмов. Поэтому предложенный в работе подход к учету осредненных (интегральных) инерционных характеристик гидрообъемных передач является в рамках постановки задачи корректным.
Касаясь вопроса о достоверности модели, необходимо также отметить, что предложение о справедливости полученной модели лишь при малых углах относительных перемещений роторов гидро машин ) (см.формулу 2.12) является в большинстве случаев излишним. Так например, относительная погрешность разно сти /? cL - cL для сі Є [0;0,1] рад не превосходит величины 1,67 10 . Из рисунков 2.9, 2.10 (которые построены для реальных гидропередач) и рис.2.2 следует, что колебания ротора с cL = =0,1 рад порождает колебания давления в магистрали высокого давления порядка 20 МПа. Проанализируем соотношение частотного спектра возмущающего воздействия рабочего диапазона ДВС для первой и шестой гармоник с парциальной частотой гидропередачи.
Установившиеся режимы современных гидромеханических силовых передач порождают в магистралях гидропередачи давления порядка I ( холостой ход ) - 32 (максимальная нагруженность) МПа. Этому диапазону изменения давлений соответствует изменение величины С г из (2.31), которое с учетом значений конструкционных параметров, лежит в интервале (0,63 1,1) 10 Нм. Воспользовавшись формулой (2.38), можно получить диапазон изменения парциальной частоты СО п с учетом С г и варьирования угла наклона шайбы насоса от -18 до +18. Имеем: 0)п = (373,1 707,9) рад/с.
Для возмущающего воздействия: СО& = ( 104,7 + 314,2 ); (628,3 1885)J рад/с. Из приведенного следует,что на некоторых режимах работы гидрообъемная передача может стать причиной усиления колебаний, идущих от ДВС или какого-либо иного источника возмущения (см. также таблицы 4.2, 4.3).
Анализируя предлагаемую в работе модель демпфирующих характеристик гидромашин, необходимо отметить, что на различных режимах работы гидропередачи в ее конструктивных элементах возникают различные виды трения. Чтобы учесть этот факт, достаточно соответствующим образом изменить значения коэффициентов трения, входящих в формулы для моментов сил трения. В этом состоит универсальность модели. Полученное выражение для эквивалентного коэффициента вязкого трения 6 как функции конструктивных параметров и режимов работы аксиально-плунжерных машин, показывает его существенную зависимость от наклона шайбы насоса, давлений в магистралях и менее выраженную зависимость от скорости вращения роторов гидромашин. В соответствии с формулой (2.62) определялось для насоса и гидромотора реальной конструкции гидропередачи, -работающей на различных режимах. Диапазон изменения В с учетом разброса амплитуды колебаний роторов гидромашин от 0,01 до 0,1 рад и диапазона частот возмущения от 100 до 1900 рад/с, -лежит в интервале (0,1+7) кг wrc . Таким образом, демпфирование на роторах гидромашин при некоторых режимах работы оказывается соизмеримым с демпфированием на цилиндровых массах валов ДВС и вносит существенный вклад в демпфирование всей гидромеханической силовой передачи в целом.
