Анализ нестационарных температурных полей в стенках цилиндра компрессорной ступени Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

ЭНЕРГЕТИКА

УДК 621.57, 621.512, 621.514 П. И. ПЛАСТИНИН

В. Л. ЮША С. С. БУСАРОВ

Московский государственный технический университет им. Н. Э. Баумана

Омский государственный технический университет

АНАЛИЗ НЕСТАЦИОНАРНЫХ ТЕМПЕРАТУРНЫХ ПОЛЕЙ В СТЕНКАХ ЦИЛИНДРА КОМПРЕССОРНОЙ СТУПЕНИ

В статье представлены результаты расчётно-теоретического исследования процессов нестационарной теплопередачи через стенки цилиндра поршневого компрессора. Проведён анализ влияния режимных и конструктивных факторов на рабочий процесс и на распределение температур в стенках цилиндра и на их поверхностях, а также на изменение температуры стенок и тепловых потоков за время рабочего цикла компрессора.

Охлаждение рабочего газа в рабочей камере ступени компрессора объёмного принципа действия может оказывать существенное влияние на эффективность её рабочего цикла, на температурное состояние элементов конструкции, на условия функционирования и массогабаритные параметры теплообменного оборудования компрессорной установки [1, 2, 3, 4].

Одним из перспективных направлений развития поршневых и роторно-поршневых компрессоров является создание компрессоров с бессмазочной проточной частью [5, 6]. При этом отсутствие плёночной

жидкости в рабочей камере позволяет рассматривать возможность интенсификации отвода тепла от сжимаемого газа за счёт применения микрооребре-ния на её внутренних поверхностях [7]. Результаты экспериментальных и теоретических исследований рабочих процессов ступени при наличии микроореб-рения на поверхности стенок, формирующих её рабочую камеру, показали, что такой подход к решению задачи охлаждения ступени в ряде случаев может оказаться чрезвычайно эффективным; снижение температуры нагнетаемого газа в такой ступени по

сравнению с гладкими поверхностями рабочей камеры может составить несколько десятков градусов; при этом д\я его успешной реализации необходимо учитывать целый ряд конструктивных и режимных факторов, а также условия теплообмена между рабочим газом и микрооребрённой поверхностью рабочей камеры ступени [7, 8].

В общем случае анализ формирования нестационарных температурных полей в стенках рабочей камеры ступени поршневого или роторно-поршневого компрессора может быть проведён путём решения нелинейной задачи теплопроводности для системы конструктивных элементов, формирующих рабочую камеру ступени, со взаимозависимыми быстроизме-няющимися граничными условиями на внутренней поверхности стенок рабочей камеры, обусловленными характером изменения параметров состояния, поля скоростей и теплофизических свойств газа, и с незначительно изменяющимися граничными условиями на внешней поверхности стенок рабочей камеры. При этом в случае отсутствия в объёме рассматриваемого объекта внутренних источников теплоты для каждого 1-го конструктивного элемента из совокупности элементов, формирующих рабочую камеру ступени, дифференциальное уравнение теплопроводности можно представить в следующем виде [9,

10, И):

Ёк. йт

1

С,А

д_ дх

М 'йу)

дг ч dz

(1)

где гг — время релаксации; С — теплоёмкость; р — плотность; Л — коэффициент теплопроводности, зависящий от температуры; х, у, г — геометрические параме тры объекта.

Из анализа выражения (1) со всей очевидностью следует, что на процесс теплопередачи от рабочего тела к охлаждающей среде и на формирование рассматриваемых температурных полей будут влиять не только особенности теплоотдачи на внешней и внутренней поверхностях стенок рабочей камеры [7, 8], но и теплофизические свойства конструкционных материалов и геометрические параметры этих стенок (в том числе кривизна цилиндрических поверхностей) [9]; при этом, ввиду особенностей конструкции проточной части ступени и её рабочего цикла, влияние последних факторов нельзя оценивать как однозначное. Уместно также напомнить, что физико-механические свойства конструкционных материалов в значительной степени зависят от температуры [7], а её циклические изменения приводят к разупрочнению конструкционных металлических материалов, которое состоит в накоплении структурных микроповреждений, объединённых общим термином усталость материала. Анализ исследований, результаты которых представлены, например, в работах [12,13], позволил выяснить, что усталостные повреждения на начальной стадии их развития связаны с пластическими деформациями в отдельных зонах поликристаллического объекта, каковым является каждый конструкционный металл или сплав. Пластическое деформирование сначала в одном, а затем в противоположном направлениях сопровождается зарождением микротрещин, которые постепенно растут и частично сливаются от цикла к циклу. В результате слияния нескольких микротрещин возникает одна или не-

сколько магистральных трещин, величина которых увеличивается по мере продолжения циклических нагружений как механического, так и теплового происхождения.

Можно предположить, что при интенсификации процессов теплопередачи через стенки рабочей камеры ступени каждый из указанных выше факторов может оказаться существенным. В связи с этим предметом исследования, результат которого изложены в данной статье, стали нестационарные быстропере-менные циклические процессы теплопередачи через стенку рабочей каморы ступенг поршневого или ро-торно-поршневоги ко. шрессора связанные с этим факторы, влияющие на эти пооцессы теплопередачи, на рабоч.ш процесс ступени в целом, на температурное состояние её конструктивных элементов; а именно - интенсификация процессов теплообмена на внутренней и внешней поверхностях рабочей камеры, геометрические параметры стенок рабочей камеры, теплофизические свойства конструкционных материалов, циклический характер тепловых потоков на поверхностях теплообмена рабочей камеры.

Для проведения расчётно-теоретического исследования была выбрана симметричная по условиям теплопередачи схема бессмазочной ступени поршневого компрессора с цилиндром простого действия [8]; а для расчёта нестационарных процессов теплопроводности через стенки рабочей камеры использовался метод конечных разностей, при котором решение системы дифференциальных уравнений вида (1) заменяют их приближенными значениями, выраженными через значения функций в отдельных дискретных точках (узлах); при этом в пределах элементарных геометрических фигур (элементов) в окрестностях каждого узла закон распределения температуры можно с достаточной точностью принять линейным [ 14]. В этом случае каждый элемент представляет собой изотропное тело, для которого граничные условия определяются граничными условиями второго и (или) третьего рода в зависимости от координат рассматриваемого элемента, а также граничными условиями четвёртого рода (условия сопряжения) в случае изготовления узла или детали из разнородных конструкционных материалов [9,15]. Подробное описание расчётной схемы, оценка её погрешности и сходимости приведены в работе[8].

Определение нестационарных граничных условий на внутренних поверхностях стенок рабочей камеры ступени производится путём расчёта рабочего цикла ступени поршневого компрессора с использованием математической модели рабочих процессов этого цикла, базирующейся на общепринятой системе упрощающих допущений и основных расчётных уравнений, включающих уравнение закона сохранения энергии для тела переменной массы, уравнение массового баланса, уравнение состояния, следствие закона Джоуля для внутренней энергии газа, уравнения расхода газа через клапан и конвективного теплообмена между газом и стенками рабочей камеры. Математические модели компрессорной ступени такого типа классифицируются как модели второго уровня и широко применяются в практике исследования и проектирования компрессоров объёмного принципа действия [1,16].

Уравнение конвективного теплообмена между рабочим газом и стенками рабочей камеры, используемое применительно к внутренним поверхностям расчётных элементов, формирующих поверхности стенок рабочей камеры, определяет величину нестационарного циклического теплового потока между

этими поверхностями и рабочим газом и, следовательно, взаимозависимые процессы теплопроводности через отдельные участки стенок рабочей камеры, параметры состояния рабочего газа и интегральные характеристики рабочего цикла.

Граничные условия на внешней поверхности стенок рабочей камеры носят слабопеременный характер, обусловленный малой амплитудой изменения температуры стенок за время рабочего цикла [ 1, 2] и практически постоянными параметрами охлаждающей среды. Комплексным параметром, характеризующим условия внешнего теплоотвода, является приведенный коэффициент теплоотдачи апр, а также температура охлаждающей среды.

Всё это позволяет решать взаимосвязанные задачи по анализу процессов теплопередачи через стенки рабочей камеры ступени поршневого компрессора и по анализу рабочего процесса этой ступени.

Результаты расчётно-теоретического исследования температурных полей в стенке цилиндра рассматриваемой ступени показал, что при гладкой внутренней поверхности цилиндра изменение температуры этой поверхности за время рабочего цикла может составлять 0,3...2,1 К; при этом перепад температур на ней вдоль образующей цилиндра (без учета влияния клапанов) может составлять 10...30 К, асредняя температура отдельных участков цилиндра — 305...340 К. Полученные результаты соответствуют известным экспериментальным данным [1, 2,16], что является косвенным подтверждением адекватности разработанной математической модели реальным процессам теплопередачи через стенки рабочей камеры ступени.

В рассмотренных случаях при гладкой поверхности стенок рабочей камеры количество теплоты, отводимое от газа в процессе нагнетания, составляет более 50% от суммарного количества теплоты, передаваемого через поверхность теплообмена; при сжатии отводится около 30 %, а при всасывании количество теплоты, подводимое к газу, составляет2... 10%. При интенсификации теплообмена в рабочей камере за счёт внутреннего микрооребрения доля подводимого к газу в процессе всасывания количестватеплоты может возрасти в десятки раз, что приводит к росту температуры газа в конце процесса всасывания; однако более существенное увеличение количества теплоты, отводимого от газа в процессах сжатия и нагнетания, приводит к тому, что суммарное количество отводимой теплоты по сравнению с гладкой поверхностью рабочей камеры увеличивается в 3...5 раз, а величина температуры нагнетаемого воздуха в ряде случаев может снижаться на 10...40К.

Из результатов, представленных на рис. 1, 2, видно, что при наличии микрооребрения в рабочей камере изменение температуры её поверхности за цикл может составлять более 5 К; тогда как при «гладкой» внутренней поверхности рабочей камеры, как уже было отмечено выше, это изменение составляет не более 1,5...2 К.

Для сравнения также уместно привести данные по изменению температуры стенки за цикл в рабочей камере двигателей внутреннего сгорания [17], которое составляет 5...30К; что является следствием большой разности между температурами стенок и газа, достигающей 1500...2200К (это на порядок выше, чем в компрессорах).

При этом глубина проникновения температурной волны, то есть, по определению Кавтарадзе Р.З., глубина, на которой замечается изменение температу-I ры, для двигателей составляет 1...5 мм, что близко к

Тст,К

325 320 315 310 305 300 295

1-3 - 2-4 ___

\ 1

2-3

1-1 3-4 / 2-2

1 2-1 1 3-1 3-2

- ь—

\ А-з |/ /1

0.2

0.4 0.6

0.8 ф = ф 12%

Рис.1 Циклическое изменение температуры поверхности стенки цилиндра для различных ступеней сжатия: (1-*) - верхняя часть цилиндра; (2-*) - средняя часть цилиндра; (3-*) - нижняя часть цилиндра; (-.1). 0,1 МПа; Ри= 0,3 МПа, !>„= 0,2 м; ("-21 - Р„= 0,3 МПа; Р„= 0,9 МПа, £>„= 0,115 м; (•-3) - Рв= 0,9 МПа; Р„= 2,7 МПа, Ва= 0,066 м; (*-4| - Р = 2,7 МПа; Я = 8,1 МПа, 0 = 0,04 м

Т ст , К 350 340 3 30 320 310

|

----\ i

2 '

/ 3' —л.

- \ \

\ 2

У ~'з

0.25 0.5 0.75 ф = ф 12% а) верхнее сечение цилиндра

Т ст , К 340

330

320

310

300

■___

2* Л 4 _£_'

1 ' /

\ !_.„_ \ 1

/ 3 у

0.25 0.5 0.75 ф = ф/2п б) среднее сечение цилиндра

Рис. 2. Изменение температуры стенки цилиндра по толщине за время рабочего цикла ступени: Р„=2,7 МПа;Р„=8,1 МПа, Dq= 0,04 м; £„=0,01 м; 1,2,3 - микрооребрение отсутствует; 1*, 2", 3* - при наличии микрооребрения; 1 - на внутренней поверхности,

2 - на глубине 0,005 м, 3 - на наружной поверхности

картине изменения температуры в стенках рассмотренных компрессорных ступеней с Оч = 0,066 м и выше, при меньших диаметрах эта величина может достигать 10 мм (рис. За, б). Полезно отметить, что при разной толщине стенок имеет место существенное различие между величиной температуры их внутренних поверхностей (рис. Зя); это предполагает влияние

а)

•"и ¡и о/, «я ф^угя

4.16 3 12 2.08 1.0-1

б)

у

\ !

1

— ---

10

15

20

25

356 3-12 328 314

в)

Рис. 4. Изг гонение мгновенной разности между осреднёнными температурами газа и стенки рабочей камеры и огреднённой по поверхности рабочей камеры плотности теплового потока за время рабочего цикла: 1 -/'„=0,1 МПа; Рн=0,3 МПа. Оч=0,2 м;

2 - 0,3 МПа; Рв=0,9 МПа, Оч= 0,115 м;

3 - 0,Р МПа; Р„=2.7 МПа, С =0,066 м;

4 - Р^." 2,7 МПа; Рн= 8,1 МПа, Оц= 0,04 м; -----_ЛТ;-------.

0.25

.1-1 \ 0.5 0.75 ф = ф 12%

Рис. 3. Температурное поле в стенке цилиндра:

а) глубина проникновения температурной волны в стенку цилиндра для различных ступеней:

1 - Р„=0,1 МПа;Р„=0,3 МПа, Оц= 0,2 м; 2 - Рвс=0,3 г- Ршс=2,7 МПа; Р„= 8,1 МПа, Оч= 0,04 м; ¿„=0,01 м;

б) глубина проникновения температурной волны в стенку цилиндра при её различной толщине

(£„=0,01 м; ¿„=0,02м;; £„=0,03м): Рк=2,7 МПа; Р„=8,1 МПа, 0д=0,04 м;

в) распределение температуры в стенках цилиндра при их различной толщине (¿„=0,01 м; ¿„=0,02 м;; ¿„=0,03 м):

Р„=2,7 МПа;Р„=8,1МПа,Оч=0,04м

толщины стенок и на рабочий процесс ступени в целом.

Следует отметить, что количество отводимой от ступени теплоты возрастает с 1...5 % от подводимой к ступени мощности при «гладкой» рабочей камере до 7...20% при использовании внутреннего микроореб-рения в рабочей камере, и для последних ступеней эффективность такого охлаждения возрастает. Мгновенная разность температур между газом и стенками рабочей камеры изменяется весьма существенно, при этом время теплоотвода в течение Цикла (процессы сжатия и нагнетания) может быть меньше времени подвода теплоты от стенок к газу (процессы всасывания и обратного расширения); тем не менее значительная разница в величине коэффициентов теплоотдачи в этих процессах приводит к тому, что количество отводимого при сжатии и нагнетании тепла больше, чем количество тепла, подводимого в процессах всасывания и обратного расширения

Рис. 5, Влияние теплопроводности конструкционного материала на величину циклического изменения его температуры на поверхности рабочей камеры Рк=2,7 МПа; Р„=8,1 МПа, В, = 0,04 м; ¿„=0,005 м; Г-1) - сталь; С-2) - алюминий; С-3) - медь; (1-') - верхняя часть цилиндра; (2-*) - средняя часть цилиндра; (3-") ~ нижняя часть цилиндра

(рис. 4); величина плотности теплового потока при этом в первой ступени воздушного поршневого компрессора не выходит за пределы 5000...6000 Вт/м2, а в четвёртой ступени может превышать 104 Вт/м2 (для сравнения отметим, что, по данным [17], величина плотности теплового потока в рабочей камере двигателя внутреннего сгорания, например, может достигать 103...4-106 Вт/м2).

Из результатов, представленных на рис. 5,6, видно, что теплопроводность конструкционного материала, из которого изготовлен цилиндр ступени, также влияет на циклическую пульсацию температуры внутренней поверхности его стенки и температурный режим ступени в целом. В частности, при увеличении коэффициента теплопроводности средняя температура стенки и температура нагнетаемого газа снижаются, а амплитуда циклического изменения температуры поверхности стенки цилиндра возрастает: если для стали температура стенки в верхней части цилиндра изменяется за время рабочего цикла на 1...2 К, то для меди это изменение возрастает до 6...8 К. Для нижней части цилиндра это различие

а)

Тнср.К

380 370 360 350

1

х ----

3

/

25

50

75

Рис. 6. Влияние теплопроводности конструкционного материала, толщины стенки и интенсивности внешнего охлаждения на температуру нагнетания:

а)0ч=0,04м; Р„=2,7МПа;Р„=8,1 МПа;

1 - сталь; 2 - алюминий; 3 - медь; 0^=5000 Вт/(мг-К)

б) Ой= 0,115 м; Р_= 2,7 МПа; Р„=В,1 МПа;

1 - сталь; 2 - алюминий; 3 - медь; авд=5000 Вт/(м2 К)

в) 1^=0,04 м; Рш.=2,7 МПа; Р„=в,1 МПа;

материал - алюминий; 1 - ащ= 1000 Вт/(м2К); 2 - 0^=5000 Вт/(мг К); 3-« =20000 Вт/(м2К)

снижается. Важно также отметить, что толщина стенки также влияет на температурный режим ступени, причём для каждого конструкционного материала может иметь своя оптимальная величина Scm (рис. 6а). Расчёты, проведённые для различных диаметров цилиндров показали, что при их увеличении оптимального значения Scm можно и не достигнуть, так как чаще всего величина «критического» диаметра [9] меньше диаметра цилиндра; применительно к любому из рассмотренных материалов необходимо стремиться к уменьшению толщины стенок (рис. 66). При этом влияние применяемого конструкционного материала также снижается: если при Бц = 0,04м для рассмотренных режимов различие в величине среднемас-совой температуры нагнетания составляло 10.. .25 К, то при D4 = 0,115 м оно составляло не более 2.„5 К. Следует также ожидать (рис. 6в), что изменение интенсивности внешнего охлаждения может существенно повлиять на выбор рациональной толщины стенки; учитывая, что прочностной фактор часто имеет превалирующее значение при проектировании ступени, необходимо обеспечивать режим внешнего охлаждения с учётом фактической толщины стенки цилиндра.

Как следует из приведённых выше результатов численного анализа, в стенках рабочей камеры сту-I пени объёмного компрессора имеет место быстрое

изменение температуры материала с различной амплитудой в разных точках стенок, что приводит к возникновению температурного градиента: на внутрен-неих поверхностях микрооребрённых стенок скорость изменения температуры может достигать 100...150 К/с, а на внешней - 1...10 К/с.. При этом, как следует из приведённого выше обзорного материала, возникают напряжения сдвига между слоями материала. Оценку изменения деформаций и напряжений в структуре материала за цикл дать сложнее ввиду его кратковременности и отсутствия необходимых данных по этому вопросу; поэтому ограничимся ссылкой на работу [12], в которой приведены данные по влиянию циклического изменения температуры стенок конструкционных сплавов типа ЭИ435 со скоростью 35...60 К/с, показывающие, что предел длительной прочности при таких тепловых нагружениях приближается к пределу длительной прочности при постоянной температуре цикла, близкой к максимальной температуре при циклическом нагружении. При этом рекомендуется при расчётах деталей, работающих в условиях циклического колебания температуры, принимать значения предела длительной прочности при максимальной температуре цикла. Не имея достаточных данных по влиянию интенсивной циклической тепловой нагрузки на усталостную прочность конструкционных материалов рабочей камеры, трудно оценить, в каких случаях это влияние окажется значимым. Более важным следует считать то, что имеющее при этом место изменение максимальной температуры материала стенки за цикл должно быть учтено в прочностных расчётах стенок рабочей камеры.

Таким образом, проведённый расчётно-теорети-ческий анализ показал, что применение микроореб-рения в рабочей камере объёмного компрессора с бессмазочной проточной частью сопровождается циклическим быстропеременным изменением температуры стенок рабочей камеры; при этом имеет место неравномерное распределение по объёму стенки температуры конструкционного материала, осреднённой за цикл. Максимальная температура стенок и градиент температуры в стенке определяют теплонапряжённость деталей и должны быть учтены в их прочностных расчётах; мгновенные значения циклически изменяющейся температуры поверхностей стенок рабочей камеры определяют эффективность охлаждения рабочего газа в ступени. И средние температуры конструкционного материала различных участков стенок рабочей камеры, и их амплитудное изменение за рабочий цикл ступени зависят от режимных и конструктивных параметров ступени, геометрических размеров стенок рабочей камеры ступени и свойств применяемых конструкционных материалов.

Библиографический список

1. ПластининП.И. Поршневые компрессоры. Том 1. Теория и расчёт. - М.: Колос, 2000.

2. Френкель М.И. Поршневые компрессоры.- М.: Машиностроение, 1969.

3. Системы охлаждения компрессорных установок/ Я. А.Бер-ман, О.Н.Маньковский, Ю.Н.Марр, А-П.Рафалович. — Л.: Машиностроение, 1984.

4. Юша В.Л.,Январёв И.А., Криницкий В.И. Уменьшение мас-согабаритных параметров теплообменного оборудования мобильных компрессорных установок// Химическое и нефтегазовое машиностроение. - 2006. - № 4.

5. Новиков И.И. идр. Бессмазочные поршневые уплотнения в компрессорах./ И.И. Новиков, В.П. Захаренко, Б.С. Ландо - Л.: Машиностроение, 1981.

6. Юша В.Л., МеренковД.Ю., ТанкинВ.В., Гуров А.А, Новиков Д.Г., Юша А.В Особенности расчёта и проектирования бессмазочных малорасходных компрессоров объёмного действия.// КомпрессорнаятехникаипневматикавХХ1веке. - Том2.:Труды XIIIМНТК. по компрессоростроению. - Сумы: СумГУ,2004.

7. Юша В.Л., Новиков Д.Г. Интенсификация процессов теплообмена в рабочей камере бессмазочных компрессоров // Вес гник международной академии холода. 2004. Вып.4.

8. ЮшаВА, Бусаров СС. Интенсификация внешнего охлаждения бессмаэочных компрессоров // Холодильная техника. 2006. №2.

9. Исаченко В.П., Осипова В. А, Сукомел АС. Теплопередача -М.:Энергоиэдат, 1981.

10. Патанкар C.B. Численное решение задачтеплопроводности и конвективного теплообмена при течении в каналах. — М.: Издательство МЭИ, 2003.

11. Самарский А А, Вабищевич П.Н. Вычислительная теплопр-редача. - М.: ЕдиториалУРСС, 2003.

12. ОдингИ.А. идр. Теория ползучести и длительной прочности металлов./ И.АОдинг, В.С.Иванова, В.В.Бурдукский, В.Н.Герми нов - М.:Металлургиздат, 1959.

13. Зарубин B.C. Прикладные задачи термопрочности элементов конструкций. — М.: Машиностроение, 1985.

14. Власова Е.А, Зарубин B.C., КувыркинГ.Н. Приближенные методы математической физики. — М.:Изд-воМГТУим. Н.Э. Баумана, 2001,

15. КоэдобаЛ.А. Методы решения нелинейных задач теплопроводности. - М: Наука, 1975.

16. Фотин Б.С. идр. Поршневые компрессоры / Б.С.Фотин, И.Б.Пирумов, И.К.Прилуцкий, П.И.Гластииин. - Л.: Машиностроение, 1987.

17. Кавтарадзе Р.З. Локальный теплообмен в поршневых двигателях, - М.:Иэд-воМГТУ им. Н.Э.Баумана, 2001

ПЛАСТИНИН Павел ¡Ивя нови1' доктор технических наук, профессор кафедры Э-5 Московского государственного техничьского университета им. Н. Э. Баумана, заслуженный работник высшей школы РФ. ЮША Владимир Леонидович, кандидаттехнических наук, доцент, заведующий кафедрой «Компрессорные и холодильные машины и установки» Омского государственного технического университета.

БУСАРОВ Сергей Сергеевич, аспирант кафедры «Компрессорные и холодильные машины и установки» Омского государственного технического университета.

Поступила в редакцию 09.06.06. © Пластинин П. И., Юша В. Д., Бусаров С. С.

УДК <21.331:621.311 в т ЧЕРЕМИСИН

М. М. НИКИФОРОВ Т. Е. НИКИШКИН

Омский государственный университет путей сообщения

ТЕХНОЛОГИЯ ПРОВЕДЕНИЯ КОМПЛЕКСНОГО ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО ОБСЛЕДОВАНИЯ ЭЛЕКТРОХОЗЯЙСТВА ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА

В статье рассматривается технология проведения энергетических обследований электропотребления на железной дороге. Указаны основше принципы, на которых должны основываться энергетические обследования электропотребления в границах железной дороги.

Железнодорожный транспорт представляет собой совокупность потребителей топливно-энергетических ресурсов, призванных обеспечивать бесперебойную перевозку грузов и пассажиров. Анализируя процесс энергопотребления на железнодорожном транспорте, необходимо учитывать одновременность протекания перевозочного процесса и ремонт-но-эксплуатационной деятельности нетяговых потребителей. Поэтому, рассматривая проблему повышения эффективности использования топливно-энергетических ресурсов, целесообразно применение комплексного подхода при проведении работ по

энергетическому обследованию и паспортизации объектов железной дороги и разработке программы ресурсосбережения.

К настоящему времени органами Главгосэнерго-надзора России, научными институтами и специализированными энергоаудиторскими организациями разработано и издано значительное количество методических пособий о порядке проведения энергетического обследования и энергетической паспортизации предприятий. Однако указанные методики не учитывают в полной мере специфики работы железнодорожного транспорта, в первую очередь это