Модель рабочего процесса дизеля на водотопливных эмульсиях Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.436

МОДЕЛЬ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ НА ВОДОТОПЛИВНЫХ ЭМУЛЬСИЯХ

© 2011 г. А.И. Озерский, И.А. Иванов, Ю.И. Бабенков

Донской государственный технический Donskoy State Technical University,

университет, г. Ростов-на-Дону Rostov-on-Don

Излагаются результаты исследований и модель дизеля на водотопливных эмульсиях (ВТЭ). В качестве примера такой модели приводится модель двухтактного дизеля типа Д100. Анализируются результаты расчётов и данные экспериментов. Показано, что применение ВТЭ на исследуемом дизеле позволяет увеличить температуру и теплоиспользование смеси рабочих газов в период их расширения, что улучшает условия выгорания углеводородных компонентов и повышает эксплуатационные, экологические и экономические показатели дизеля.

Ключевые слова: модель дизеля; водотопливные эмульсии; динамика; запуск; методика расчёта; расчёты; экспериментальные исследования.

The results of researches and model of a diesel engine on waterfuel emulsion (WFE) are stated. As an example of such model the model give of a diesel engine such as Д100 is resulted. The results of accounts and data of experiments are analyzed. Is shown, that the application WFE on a researched diesel engine allows to increase temperature and warmthuse of a mix of working gases during their expansion, that improves conditions of burning out hydrocarbon of components and raises operational, ecological and economic parameters of a diesel engine.

Keywords: model of a diesel engine; waterfuel emulsion; dynamics (changes); start; technique of account; accounts; experimental researches.

В настоящее время широко применяются ДВС на различных видах горючего, в том числе с использованием воды [1 - 4]. Известно [4], что применение воды в качестве компонента топлива в теплоэнергетических установках даёт возможность:

- повысить КПД установок на 7.. .14 %;

- увеличить мощность:

- дизелей на 10.15 %;

- двигателей с искровым зажиганием на 10 .20 %;

- газотурбинных двигателей на 20.35 %;

- тепловых котельных установок на 10. 20 %;

- уменьшить токсичность отработавших газов по всем компонентам;

- увеличить сроки службы теплоэнергетических установок.

Поэтому в теплоэнергетических установках нового поколения широко внедряются энергосберегающие технологии их эксплуатации на различных видах горючего с применением воды. В связи с повсеместным использованием компьютеров расширяются возможности применения численных методов расчёта, использование которых, наряду с применением опытных данных, позволяет быстро и эффективно решать сложные задачи поиска оптимальных решений при проектировании теплоэнергетических установок, работающих с применением воды в качестве компонента топлива. В связи с этим актуальными являются задачи создания простых физических и математических моделей, предназначенных для расчёта динамики работы дизелей и учитывающих новые опытные данные об особенностях их работы на различных видах горючего с применением воды [1, 3, 5].

В данной работе предлагается решение одной из таких задач. Здесь выполнено исследование работы дизеля с применением воды и сделана попытка построения модели динамики дизеля, работающего на ВТЭ. При построении модели авторами использованы основные положения теории ДВС, а также широко известные отечественные методы расчёта дизелей, разработанные в ЦНИДИ [6]. Кроме этого, здесь применяется метод профессора Н.В. Петровского для расчёта индикаторной мощности дизеля типа Д100 с противоположно движущимися поршнями [7]. Наряду с этим, при построении модели используются также и новые, в том числе и авторские методики теплового расчёта дизелей, работающих на ВТЭ [3]. Применяются также результаты авторских опытных исследований работы дизелей типа Д100 на традиционном дизельном топливе и водотопливных эмульсиях [2].

В основу исследований и создания данной модели положены экспериментальные данные об изменении во времени т давления р(т) рабочих газов в цилиндрах дизеля, работающего на различных стационарных режимах и на разных видах горючего. Эти данные в виде развёрнутых индикаторных диаграмм, представленные в виде семейства кривых однопараметриче-ской функции

Р = Р ^ ф Р,, Р], (1)

характеризуют обобщённые опытные зависимости давления р рабочих газов в цилиндрах дизеля от независимых переменных: угла ф поворота нижнего вала двигателя, угловой скорости ю = ф этого вала, индика-

торного давления pt - и параметра: массовой концентрации ß воды в используемой водотопливной эмульсии.

Указанные данные в виде формулы (1) интерполируются и в дальнейших расчётах используются как аналитические однопараметрические функции многих переменных.

Отметим, что экспериментальные данные в виде (1) об изменениях давления рабочих газов в цилиндрах ДВС, наряду с расчётными данными об изменении объёма рабочих газов и их температуры, позволяют выполнить весь комплекс основных исследований статики и динамики дизеля, включая не только механические, но и тепловые процессы. Для оценки качества использования выделенного при горении тепла дополнительно используются также опытные данные об изменении коэффициента избытка воздуха и данные об изменении индикаторного КПД дизеля. Это объясняется тем, что экспериментальные данные при сравнении с расчётными значениями принимаются здесь более адекватными реальным процессам. Они отражают всё многообразие трудно учитываемых факторов, сопровождающих горение ВТЭ, а также связей между параметрами в процессе горения и все особенности преобразования в ДВС тепловой энергии в механическую, которые для динамических процессов учесть расчётным путём невозможно. Таким образом, построенная динамическая модель дизеля является полуэмпирической.

В качестве примера такой модели приводится математическая модель динамики дизеля типа Д100, работающего на водотопливных эмульсиях. Эффективность созданной модели анализируется путём сравнения результатов расчётов на ПЭВМ с данными экспериментальных исследований работы указанного двигателя, как на традиционном горючем, так и на различных видах водотопливных эмульсий [2, 8]. Эксплуатационные параметры данного дизеля взяты из [9, 10, 11]. Конструктивная особенность исследуемого двухтактного дизеля состоит в том, что он имеет два вала: верхний - ведомый и нижний - ведущий и десять цилиндров с противоположно движущимися поршнями. Каждый из поршней с помощью криво-шипно-шатунного механизма (КШМ) соединён с соответствующим коленчатым валом.

В основу приведенного здесь примера модели положены опытные данные И.А. Иванова [2] и А.С. Эпштейна [8] в виде семейства (1) развёрнутых индикаторных диаграмм дизеля.

На рис. 1 показан частный случай кривых этого семейства (при ß = 0 и различных индикаторных давлениях p), соответствующий частоте n = 750 об/мин (ш = 78,5 c_1) вращения вала двигателя. Эта частота

реализуется при мощности дизеля, равной 1,14-106 Вт. На рис. 2 показаны осциллограммы записи изменения давления под поршнем дизеля.

На рис. 1 кривые, помеченные цифрами, соответствуют разным индикаторным давлениям pf 1 - pf = 0;

2 - pf = 1,65-105 Па; 3 - pf = 4,16-105 Па; 4 - pf =

= 6,68-105 Па ; 5 - р = 7,17-105 Па ; 6 - р = 8,03-105 Па;

ф°, град соответствует углу поворота кривошипа нижнего коленчатого вала двигателя.

Рис. 1. Вид семейства обобщённых кривых развёрнутой индикаторной диаграммы дизеля типа Д100, работающего на традиционном горючем

Рис. 2. Вид осциллограмм записи изменения давления рабочих газов в камере сгорания дизеля типа Д100. Верхняя кривая соответствует водотопливной эмульсии, нижняя кривая - традиционному горючему

Моделирование динамики механических процессов дизеля

Моделирование динамики механических процессов дизеля начинается с выбора всех необходимых соотношений, вытекающих из законов сохранения массы и энергии. С этой целью задаются:

- законом изменения во времени массы тг(т) ,кг/с горючего, подаваемого в двигатель

мг = тг(т); (2)

- экспериментальными данными об изменении коэффициента а(п) избытка воздуха в зависимости от

частоты п, об/мин, вращения вала двигателя

а = а(п); (3)

- экспериментальными данными об изменении индикаторного КПД л/ (п) дизеля

Л/ = Л/ (п). (4)

Для двигателя типа Д100 последние данные можно использовать в виде эмпирической зависимости, предложенной А.П. Кудряшом [11]:

(n) = 0,6 - 0,75 -10 n -

0,05 - 0,039 1 -

1050 - n 670

a(n).

После задания экспериментальных данных расчётным путём с помощью соотношения [6]

Р, (х) = тГг (^)Qн [п (х)]т. 6° ч (5)

(х)

определяется значение р, (т), Па, индикаторного давления рабочих газов, соответствующее установленной подаче т г (х) горючего и частоте п (х) вращения вала двигателя, реализованной в соответствии с внешней нагрузкой и подачей горючего. Здесь QН ,Дж/кг -

низшая теплотворная способность горючего; Vh ,м3 -рабочий объём одного цилиндра; г - число цилиндров.

После расчёта индикаторного давления pi, Па, из соотношения (1) определяется давление р, Па, рабочих газов, соответствующее данному углу ф(х) поворота вала, угловой скорости ф = ю вращения вала, индикаторному давлению pi, а также заданному параметру: концентрации Р воды в водотопливной эмульсии.

После этого рассчитывается вращающий момент М, Н • м , развиваемый рабочими газами в одном цилиндре. Для этого (для двигателя типа Д100) можно использовать соотношение

M = (FxB + FxH )RKpm

(6)

связывающее вращающий момент М , передаваемый на нижний вал от поршней верхнего и нижнего ряда, с касательными (к окружности вращения кривошипа) усилиями ¥%В и, действующими на верхний и нижний валы, соответственно, а также - с длиной Лкрш кривошипа. Величины и определяются с помощью известных из кинематики поршневых ДВС соотношений, позволяющих получить равенства для указанных сил, соответственно [12]:

Р^В =

%D¿

- px

Sin(Ф-ФзапУ1-XВ Sin2 (Ф-Фзап) +1 XВ С^2(Ф-Фзап)

41-ХВ Sin2 (Ф-Фзап)

(7)

Ъл =

D2 sin1 -XН sin2 Ф + — ХН cos2ф

p-, 2-. (8)

4

-XН sir

lH Sin ф

Здесь D,m - диаметр поршня двигателя; ф, рад -угол поворота кривошипа нижнего вала двигателя относительно верхней мёртвой точки нижнего поршня; фзап , рад - угол запаздывания поворота колена верхнего вала относительно нижнего, благодаря кото-

рому нижний (выпускной) поршень двигателя Д100 движется с опережением (на 12 °) относительно верхнего (продувочного) поршня, чем обеспечивается оптимальная очистка цилиндра от продуктов сгора-

L тТТ В л L ТТТ Н

ния; величины XВ ^ и XН = ^ определяют

R„

R„

крш крш

отношение длин ЬШ В и ЬШ Н шатунов верхнего и нижнего кривошипно-шатунных механизмов (КШМ) к длине Лкрш кривошипа (длины кривошипов верхнего и нижнего КШМ данного двигателя одинаковы).

Таким образом, семейству (1) аналитических функций давлений, полученному путём аппроксимации опытных данных, с помощью равенств (6) - (8) ставится в соответствие семейство однопараметриче-ских аналитических функции вращающих моментов

М = М(ф, Ф, р., ß)

(9)

от одного цилиндра.

На рис. 3. показан вид частного случая (ю = 78,5 с-1 и Р = 0) семейства (9) функций М (ф, ф, р,, Р) вращающих моментов от двух поршней одного цилиндра, соответствующих семейству (1) давлений р = р [ф, ф, pi, Р] рабочих газов. Цифрами, как и на

рис. 1, помечены кривые, соответствующие различным индикаторным давлениям. На рис. 4 представлен вид аналитической функции М (ф, ф, р,, Р) из семейства (9) для частного случая (ю = 78,5 с-1 и Р = 0) при непрерывном изменении индикаторного давления.

М-10-4, Н-м

2

ÍV 6 5

/ 5

4 М (ф, 78,5, р.,0)

\ 3

f— 1 2

0 50 100 150 200 250 300 350 ф°

Рис. 3. Вид частного случая функций семейства (9), соответствующего функциям семейства (1)

Для расчёта динамики дизеля требуется из непериодических функций, характеризующих действие рабочих газов в одном цилиндре, получить периодические функции, определяющие совместное действие газов во всех десяти цилиндрах двигателя. Эффект работы поршней во всех цилиндрах, полученный с помощью периодических функций, показан на рис. 5. Картина изменения суммарных вращающих моментов МЕ (ф, ю, pi ), создаваемых силами давления рабочих газов во всех десяти цилиндрах дизеля при разных индикаторных давлениях и расчётной частоте вращения вала двигателя ю = 78,5 с 1, показана на рис. 6.

2

1

0

4

0 100 200 300 ф°

Рис . 4. Вид аналитической зависимости М (ф, ф, pt ,ß) (ф = 78,5 c"1 и ß = 0 )

А/-10Л Н-м

1,24

0,62

-0,62

0 50 100 150 200 250 300 ф°

Рис. 5. Моделирование рабочего процесса при действии поршней всех цилиндров двигателя р = 8,03 105 Па, ф = 78,5 с"1 и р = 0 )

МЕ-1 0-4, Н-м

3

-1

0 50 100 150 200 250 300 ср°

Рис. 6. Вид суммарных вращающих моментов М Е при разных индикаторных давлениях и расчётной частоте вращения вала n = 750 мин"1

Кривая 1 на рис. 6 и близкие к ней кривые (на рисунке эти кривые не показаны), соответствуют холостому ходу. Здесь отрицательные значения суммарного крутящего момента обусловлены отрицательной работой газов в цилиндрах, которая создаёт тормозящий эффект на холостом ходе и малых нагрузках.

Система алгебраических уравнений, описывающих динамику дизеля, завершается обыкновенным дифференциальным уравнением второго порядка относительно угла ф(т) поворота кривошипа нижнего вала двигателя

JФ = МЕ (ф, ф, Р/, т) - Мсопр (ф)" Мнагр (ф, ф, т ). (10)

Здесь М^ (ф, ф, р/, т), Н - м - суммарный вращающий момент от верхнего и нижнего валов двига-

теля; Мг

з (ф), Н • м - момент сопротивления вра-

щению ведущего вала; МНАГР (ф, ф, т), Н • м - вращающий момент, приложенный к ведущему валу двигателя со стороны потребителя энергии; J, кг • м2 -момент инерции вращающихся частей двигателя.

В ходе решения системы уравнений (1) - (10) для любого данного значения момента времени т определяются соответствующие ему значения угла ф , угловой скорости ф = ю и частоты n вращения вала двигателя. После этого рассчитываются все остальные параметры и характеристики динамики двигателя.

На рис. 7 - 9 показаны результаты расчёта динамики выхода двигателя на холостой ход и «наброса» через 3 с 100 % нагрузки на вал двигателя, работающего на традиционном топливе. Так, на рис. 7 данные расчёта изменения во времени частоты n, мин1, вращения ведущего вала двигателя сравниваются с результатами опытов А.С. Эпштейна («наброс» нагрузки после выхода дизеля на холостой ход при т > 3с) [8].

n, об/мин

600

400

200

. /

1 / 2 1 Х \3

1

2

3

4

5

Рис. 7. Вид расчётных и опытных данных об изменении частоты n, об/мин, вращения ведущего вала двигателя. Кривая 3 - опытные данные А.С. Эпштейна (т > 3 с); кривые 1 и 2- расчёт по данной методике при разных законах подачи горючего

На рис. 8 приведены результаты расчёта увеличения индикаторного момента и вращающего момента, развиваемого ведущим валом двигателя, при выходе двигателя на холостой ход и после «наброса» нагруз-

2

1

0

1

0

2

0

т. с

1

0

ки. На рис. 9 показана сравнительная расчётная картина увеличения мощности двигателя, соответствующая росту мощности внешней нагрузки.

М-10-4, Н-м

2,0 -

1,5 1,0 0,5

-0,5

0

1

2

3

4

5

Рис. 8. Динамика изменения индикаторного момента МI = М1 (х) и суммарного от всех цилиндров вращающего момента МЕ = МЕ (х) на ведущем валу двигателя ^•10-6, Вт

1

2

3

4

5

мый коэффициентом молекулярного изменения рабочих газов в цилиндре. Конечное значение ЛМИК(п) этого параметра для дизельного топлива с добавкой воды, количество которой определяется параметром Р , можно рассчитать по соотношению, предложенному И.А. Ивановым [2, 3]:

^МИ.К (n) = 1 +

0,569 + 0,431ß 8,94a(n) (1 + уr )(1 -ß) '

Здесь уг - коэффициент остаточных газов [6].

Изменение величины kМИК(n) в соответствии с ростом угла ф определяется законом выгорания топлива и может характеризоваться эмпирической формулой [6]:

^МИ^ n) =

(

1 -

1

*

. ф

Л

:(n).

котором скорость горения

достигает своего

Рис. 9. Характер изменения мощности: 1 - внешней нагрузки; 2 - индикаторной мощности двигателя; 3 - мощности, развиваемой ведущим валом двигателя; 4 - мощности тепловой энергии, подведенной к рабочим газам двигателя

Моделирование динамики тепловых процессов дизеля

Моделирование динамики тепловых процессов дизеля начинается с задания всех необходимых соотношений, определяемых законом сохранения массы и первым законом термодинамики.

Закон сохранения массы в данной модели дизеля записывается в виде

М (ф) = М^ми(ф) .

Здесь М(ф), кмоль - количество вещества рабочих газов в цилиндре, которое изменяется в соответствие с ростом угла ф ; МА, кмоль - количество вещества атмосферного воздуха, поступившего в цилиндр; kМИ(ф) - безразмерный параметр, называе-

Здесь ф - экспериментально определяемый угол поворота вала, отсчитываемый от начала горения, при

( dm |

Id ф!

максимального значения (в нашем случае ф* = 6°); т - доля горючего, уже выгоревшего при данном значении угла ф .

Первый закон термодинамики в данной модели представляется равенством

X (ф)тц Qн = А и(ф) + L(ф).

Здесь х, (ф) - функция теплоиспользования, которая представляет собой отношение теплоты, затраченной на изменение А и (ф) = и (ф) - и (0) внутренней энергии и рабочих газов и на совершение ими работы L(ф), к теплоте Qц = WцQН , которая может выделиться в процессе совершенного сгорания топлива за цикл, т.е. - к располагаемой теплоте. Таким образом, согласно первому закону термодинамики, функция х, (ф) определяется равенством

X (ф) =

U (ф) - U (0) + Цф)

Здесь тц, кг - масса горючего, использованного за цикл; QН, Дж/кг - его низшая теплотворная способность. За начало отсчёта угла ф (ф = 0) здесь также принимается угол, соответствующий началу горения.

Другая функция, важная, применяемая при оценке качества теплового процесса, обозначена через хПОТ(ф) . Она равна относительному количеству потерянного тепла, затраченного на диссоциацию газов и на теплообмен рабочих газов с внешней средой. Согласно определению, эта функция равна отноше-

0

ф

k

X, с

е

4

3

2

1

0

X, с

нию указанных потерь 0ПОТ тепла к располагаемой теплоте. Таким образом,

хпот(ф) = —тг" .

mЦQЯ

При оценке качества теплового процесса используется также функция х (ф) тепловыделения, характеризующая долю выделенного (за цикл) тепла и определяемая равенством

х (ф) = X/ (ф) + Хпот(ф) ^ 1.

При оценке качества процесса превращения теплоты в работу применяют метод, основанный на результатах обработки индикаторных диаграмм. Этот метод был разработан профессором Н.М. Иноземцевым [13] и доработан Ю.И. Шошиным и З.С. Мацем [14, 15]. Здесь так же, как и при исследовании качества механических процессов дизеля, используется его развёрнутая индикаторная диаграмма, которая для каждого значения угла ф позволяет определять не

только работу Дф), совершённую рабочими газами, но и изменение Ди (ф) = и (ф) - и (0) внутренней энергии и рабочих газов. Индикаторная диаграмма, наряду с рассчитываемой функцией молекулярного изменения рабочих газов (законом сохранения массы) и задаваемым располагаемым количеством тепла, позволяет получить все необходимые соотношения для выполнения закона сохранения массы и закона сохранения и превращения энергии, составляющие основу теплового расчёта ДВС.

Таким образом, полученная опытным путём закономерность изменения давления рабочих газов в виде (1) позволяет рассчитать не только механические, но и тепловые процессы поршневых ДВС.

Г, К; р, МПа

Для того чтобы с помощью индикаторной диа-

v (ф)

граммы рассчитать работу L(ф), L(ф) = | р (V) dV,

VНАЧ

совершённую рабочими газами, необходимо задать закономерность изменения объёма V рабочих газов в виде V = V(ф). Следует отметить, что эта закономерность, наряду с индикаторной диаграммой и функцией молекулярного изменения рабочих газов позволяет рассчитать изменение их температуры Т(ф) и теплоёмкости С(ф). Это даёт возможность рассчитать также и изменение Д и(ф) = и(ф) - и(0) их внутренней энергии.

Изменение объёма для двигателя типа Д100 можно рассчитать по методу, разработанному профессором Н.В. Петровским для расчёта параметров и индикаторной мощности дизеля с противоположно движущимися поршнями [7]. Изменение температуры рабочих газов в теории ДВС рассчитывают на основе уравнения состояния рабочих газов с учётом их молекулярного изменения.

Все особенности тепловых расчётов дизеля на во-дотопливных эмульсиях изложены в методике, разработанной И.А. Ивановым и описанной в работе [3]. Здесь же приводятся только результаты расчетов, выполненных по этой методике, и их сравнение с опытными данными.

Так, на рис. 10 представлены результаты опытов и данные расчётов по указанной методике, описывающие изменение давления р, МПа , (опытные данные) и температуры Т, К , (расчётные данные) рабочих газов под поршнем дизеля в зависимости от угла ф° поворота кривошипа ведущего вала двигателя.

Х, 1,0

0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1

-8 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 -ф° Рис. 10. Картина изменения основных параметров дизеля при добавке воды к топливу

Здесь же показаны кривые изменения расчётной величины х, (ф) активного теплоиспользования горючего при увеличении угла ф . Сплошные линии соответствуют опытам на безводном горючем, прерывистые линии - опытам на водотопливной эмульсии: 80 % дизельное горючее, 10 % мазут (эмульгатор), 10 % вода. Индексами 1 и 2 на рисунке отмечены кривые, соответствующие разным мощностям дизеля. Для безводного горючего: 1 - 1402 кВт, 2 - 950 кВт; для водотопливной эмульсии: 1 - 1403 кВт, 2 - 955 кВт.

Из картины изменения основных параметров дизеля при добавке воды к топливу видно, что применение ВТЭ на исследуемом дизеле позволяет увеличить температуру и теплоиспользование смеси рабочих газов в период их расширения, что улучшает условия выгорания углеводородных компонентов и повышает эксплуатационные, экологические и экономические показатели дизеля.

Выводы

Как видно из приведенных примеров расчёта, описанная выше модель удовлетворительно отражает главные характеристики динамики и особенности переходных процессов дизелей, работающих как на безводном горючем, так и на водотопливных эмульсиях.

Учитывая современный уровень знаний о характере действительных динамических процессов, сопровождающих работу ДВС в условиях их работы на горючем с применением воды, а также, принимая во внимание чрезвычайную сложность химических, термодинамических и тепломассобменных явлений, сопровождающих процессы преобразования тепловой энергии в механическую, происходящих в этих двигателях в указанных условиях, авторы считают, что представленная здесь модель динамики дизеля может быть использована только лишь для приближённых оценок величин динамических характеристик указанных процессов, а также конструктивных параметров этих двигателей. При этом она может быть полезной для получения обобщающих выводов об улучшении этих характеристик при использовании различных

Поступила в редакцию

видов горючего с применением воды. Созданная модель дизеля может быть рекомендована для использования в проектных и исследовательских организациях, разрабатывающих перспективные ДВС.

Литература

1. Иванов В.М. Топливные эмульсии. М., 1962.

2. Иванов И.А. Стратегия снижения затрат на топливно-энергетические ресурсы магистральных тепловозов : дис. ... д-ра техн. наук. Самара, 2006.

3. Иванов И.А. Особенности тепловых расчётов двигателей при работе их на водотопливных эмульсиях (ВТЭ) // Изв. вузов. Сев-Кавк. регион. Техн. науки. 2009. № 3.

4. Иванов И.А., Озерский А.И., Бабенков Ю.И. Пути повышения эффективности работы теплоэнергетических установок // Изв. вузов. Сев-Кавк. регион. Техн. науки. 2009. № 6.

5. Сергеев Л.В. Исследование работы дизеля на водотопливных эмульсиях // Изв. вузов. Машиностроение. 1965. № 12.

6. Ваншейдт В.А. Дизели : справочник. Л., 1964.

7. Петровский Н.В. Метод расчёта индикаторной мощности двигателя с противоположно движущимися поршнями. М.-Л., 1951.

8. Эпштейн А.С. Расчёт переходных процессов дизель-генератора с приводным нагнетателем // Вестн. машиностроения. 1966. № 8.

9. Аврунин А.Г. Тепловозные дизели 2Д100, 10Д100. М., 1958.10. Испытания тепловозных и судовых дизелей типа Д100. /А.Э. Симсон [и др.]. М., 1960.

10. Испытания тепловозных и судовых дизелей типа Д100. /А.Э. Симсон [и др.]. М., 1960.

11. Хомич А.З., Тупицын О.И., Симсон А.Э. Экономия топлива и техническая модернизация тепловозов. М., 1975.

12. Двигатели армейских машин / Белов П.М. [и др.] Ч. 1, 2. М., 1972.

13. Иноземцев Н.В., Кошкин В.К. Процессы сгорания в двигателях. М., 1949.

14. Шошин Ю.С. О методике исследования тепловыделения в период горения топлива в двигателях с воспламенением от сжатия. М., 1958.№ 1.

15. Мац З.С. Методика обработки индикаторных диаграмм / ЦНИДИ // Двигатели внутреннего сгорания. М., 1957. № 32.

30 августа 2011 г.

Озерский Анатолий Иванович - канд. техн. наук, доцент, заведующий кафедрой «Теплоэнергетика и прикладная гидромеханика», Донской государственный технический университет, докторант кафедры «Мехатрони-ка и гидропневмоавтоматика», Южно-Российский государственный технический университет (Новочеркасский политехнический институт). Тел. 8 (863)258-91-72.

Иванов Игорь Александрович - д-р техн. наук, профессор, кафедра «Экономика и менеджмент в машиностроении», Ростовская государственная академия сельскохозяйственного машиностроения. Тел. (863)258-91-84. Бабенков Юрий Иванович - канд. техн. наук, доцент, проректор по учебной работе, Донской государственный технический университет. Тел. 8 (863)2-34-42-33.

Ozerskiy Anatoliy Ivanovich - Candidate of Technical Sciences, assistant professor, head of department «Power System and Applied Hydromechanics», Donskoy State Technical University, doctoral Candidate, department «Hydro-Pneumatics and Automatics and Hydraulic Power», South-Russian State Technical University (Novocherkassk Polytechnical Institute). Ph. 8 (863)258-91-72.

Ivanov Igor Aleksandrovich - Doctor of Technical Sciences, professor, department «Economy and Management in Mechanical Engineering», Rostov Academy of Agricultural Engineering. Ph.: (863)258-91-84.

Babenkov Yuriy Ivanovich - Candidate of Technical Sciences, assistant professor, pro-rector on educational work, Don State Technical University. Ph. 8 (863)2-34-42-33.