CC BY
9Journal of Siberian Federal University. Engineering & Technologies, 2018, 11(5), 591-603
yflK 621.512
Analysis of Theoretical and Experimental Results on the Effect of Injection Pressure in the Pump Section on the Working Processes and Characteristics of a Piston Hybrid Power Machine with a Slotted Seal of a Stepped Type
Victor E. Shcherba, Victor V. Shalai, Aleksandr V. Grigor'yev, Aleksey M. Bazhenov and Aleksey Yu. Kondyurin*
Omsk State Technical University 11 Mira Str, Omsk, 644050, Russia
Received 13.02.2018, received in revised form 03.03.2018, accepted 06.05.2018
The paper presents the results ofexperimental and theoretical studies of a piston hybrid power machine with a slotted seal of a stepped type. A mathematical model of the working processes of the machine running in the pump section is presented. The analysis of the influence of the discharge pressure in the pump section on the characteristics of a piston hybrid power machine with a slotted seal of a stepped type that allowed to prove the efficiency of using a staged slit seal in the PGPM in comparison with a smooth seal, and also to determine the optimum operation of the PGPM at a discharge pump pressure in the interval 3-4 bar.
Keywords: pump, compressor, hybrid machine.
Citation: Shcherba V.E., Shalai V.V., Grigor'yev A.V., Bazhenov A.M., Kondyurin A.Yu. Analysis of theoretical and experimental results on the effect of injection pressure in the pump section on the working processes and characteristics of a piston hybrid power machine with a slotted seal of a stepped type, J. Sib. Fed. Univ. Eng. technol., 2018, 11(5), 591-603. DOI: 10.17516/1999-494X-0058.
© Siberian Federal University. All rights reserved Corresponding author E-mail address: scherba_v_e@list.ru
Анализ теоретических и экспериментальных результатов по влиянию давления нагнетания в насосной секции на рабочие процессы и характеристики поршневой гибридной энергетической машины с щелевым уплотнением ступенчатого вида
В.Е. Щерба, В.В. Шалай, А.В. Григорьев, А.М. Баженов, А.Ю. Кондюрин
Омский государственный технический университет Россия, 644050, Омск, ул. Мира, 11
В работе приведены результаты экспериментальных и теоретических исследований поршневой гибридной энергетической машины с щелевым уплотнением ступенчатого вида. Представлена математическая модель рабочих процессов, протекающих в насосной секции машины. Проведен анализ влияния давления нагнетания в насосной секции на характеристики поршневой гибридной энергетической машины с щелевым уплотнением ступенчатого вида, который позволил доказать эффективность использования в ПГЭМ ступенчатого щелевого уплотнения в сравнении с гладким уплотнением, а также определить оптимальную работу ПГЭМ при давлении нагнетания насосной секции в интервале 3-4 бар.
Ключевые слова: насос, компрессор, гибридная машина.
Введение
При исследовании новых конструкций объемных гидромашин одной из главных задач является оценка внешних характеристик данных машин при различных давлениях в линии нагнетания [1].
В поршневой гибридной энергетической машине (ПГЭМ) работа насосной секции принципиально не отличается от работы поршневого насоса, и исследование влияния давления нагнетания в насосной секции на ее характеристики также одно из важнейших исследований [2].
Одной из перспективных конструкций поршневых гибридных энергетических машин является ПГЭМ с поршневым уплотнением ступенчатого вида [3].
Следует отметить, что работа ступенчатого уплотнения в данной машине основана на увеличении гидравлического сопротивления щели при движении поршня от верхней мертвой точки (ВМТ) к нижней (НМТ) за счёт увеличения длины 11 щелевого уплотнения с малым значением радиального зазора 51 и уменьшения длины 12 с большим значением радиального зазора 52, и уменьшения гидравлического сопротивления при движении от НМТ к ВМТ за счет увеличения 12 и уменьшения 11 [4]. Применение данного уплотнения позволяет улучшить энергетические и экономические характеристики ПГЭМ, а в частности, снизить теплонапряженность цилиндро-поршневой группы машины и ликвидировать мертвое пространство компрессорной секции.
В связи с тем, что давление нагнетания насосной секции оказывает существенное влияние на рабочие процессы ПГЭМ с гладким щелевым уплотнением [5], настоящая работа посвящена
исследованию влияния давления нагнетания в насосной секции на рабочие процессы и внешние характеристики ПГЭМ с поршневым уплотнением ступенчатого вида.
Целью натурных экспериментов в настоящей работе является подтверждение адекватности математической модели исследуемого технического объекта, которое производится сравнением данных, добытых расчетным и экспериментальным путем, а также получение эмпирических знаний о температурных режимах работы ПГЭМ.
Экспериментальный образец представляет собой поршневую машину с крейцкопфным направлением дифференциального поршня (рис. 1), который делит общий цилиндр на две ча-
Рис. 1. 3D-изображение компоновки экспериментального образца поршневой гибридной машины: 1. Картер. 2. Заглушка. 3. Крышка подшипника. 4. Подшипник. 5. Сальник. 6. Приводной вал. 7. Кривошип. 8. Противовес. 9. Крышка картера.10. Направляющаякрейцкопфа. 11. Крейцкопф. 12. Палец.13.Шатун. 14. Шток. 15. Поршень. 16. Сальник. 17. Уплотнение. 18. Цилиндр. 19. Клапанная коробка. 20. Дренаж. 21. Задняя опора
Fig. 1. 3D image of the layout of the experimental sample of a hybrid piston engine: 1. Carter. 2. Stopper. 3. Bearing cover. 4. Bearing. 5. Omentum. 6. Drive shaft. 7. Crank. 8. Counterweight. 9. Crankcase cover. 10. Crosshead guide. 11. Crosshead. 12. The finger. 13. Connecting rod. 14. Stock. 15. The piston. 16. Omentum. 17. Sealing. 18. Cylinder. 19. Valve box. 20. Drainage. 21. Rear support
Экспериментальное исследование
6
t
3
сти - надпоршневую газовую,или компрессорную, полость иподпоршневую(штоковую) жидкостную, или насосрню [С].
С учетомимеющеглся опьона смснсцрментаоьного исследовали; поривнолых гибридных машин[7]дляпостроения консхлуицин ияспсиямсыттмьноно оЬлазцабыливв1браны следующие основные геныетрические хорактснивтикн: ниамесв цилиндра В,0См;ход пиышня 0и])Ц м; общая рабочая длина цилиндра0Дт1;длунавертосйтютсонюющейчотриССо5с м;^пете]^]^5к-ней уплотняющей части0,п00 и цчпчнруомв веухней части 14 мкм;
зазор между поршнем и ципвыдром о нижнеп части 61,5 мкм; длина поршню К,04У м.
При проведении эксоырименаальнрш ирследований е качертве ноаавиоимотр параметра ]В1>1би]0^лос;ь диввонис нагнекахия т нисорнсй сткнии пмК).
Также при проведении экспериментальных исследований принималось, что номинальное давление всасывания внетегатйи овотуесгволвС весгщях одинаково (рвск= рвсн) и равно 1 бар.
В качестве функцийолелчкарзылы:
С.Хрсник^'^^0 5^]^^ност]е,^и1с^оири[ой в лиоию ноинеохнни нсмгресвеыной секцппвсдинп) цувремени(л)мнт).
2. Параметры теплонапряженности цилиндропоршневой группы.
2.1. Температуракоиерхатоск клanоввоXнритыкoмпюeccуpноусeкции(PBе).
2.Р. Средния яемпераоури с^^ли:^,;]^]:);^ (Кио).
2.И. Средетк темперакела цлвиндмополшненеИ групиы (йст).
3. Температуравсасываемого газа (Твск).
4. Kоэффициентпиврчаомгмпpаесеюнoйрeoции ЗМ).
5. Объемныск.н.д. носостою сокцин (шо1)-
ДляснандиэфHeытяcнoстиасПo ты щелевсмоуп лотнения ступенчатого вида были изго-товленыдва цилиндра:
1. Цилиндр с щелевым упоотнонием ступенчанвроекда, пмоющийоледующаенгоамстры: 11 = 0,055 м; ¿1=14мум; -Гс = 0,0С5рв<52=бо,5 мом.
2.Цилиндрс гладкимщелевым уплотнением ¿¡= д2=6 мкм.
Необходимо отметить, что поршень, а также остальные детали ПГЭМ оставались теми же. Длина поршня 1Р = 0,049 м. При планировании эксперимента применяли классический план с дробными репликами. Использовался следующий диапазон изменения давление нагнетания в насосной секции 4 бар<рнн<11 бар. Экспериментальные исследования проводились при рнк=5 бар и поб=280 об/мин.
В качестве сжимаемого газа выступал воздух, в качестве рабочей жидкости - гидравличе-скоемаслоРоснефтьМГЕ-46В.
Проведем последовательное рассмотрение влияния на рабочие процессы и эксплуатационные характеристикидавлениянагнетания внасоснойсекции.
С увеличением давления нагнетания в насосной секции увеличивается количество жидкости, поступающей в компрессорную секцию, и, соответственно, количество жидкости, поступающей в линию нагнетания компрессорной секции Ду,. Для ПГЭМ с гладким щелевым уплотнением величина ДУ, практически не меняется от рнн и остается в десятки раз меньше, чем для ПГЭМ с щелевым ступенчатым уплотнением. Таким образом, по результатам эксперимента можно считать, что жидкость из насосной секции в компрессор- 594 -
ную при использовании ступенчатого уплотнения не поступает на всем диапазоне измене-ниявеличины/^.
Увеличениеколичестсаохмавадаюег^ иидкости приеодит л длучшениес охлаждения де-таиеицилинддо-поршневвйгруппыв Так, увелидедие даоллиия нагдеттния/?ккс5 доПИвр приеодит канижению температурв1соеерхнтсвс клапвиной плиты сЛ26,3 доЗЛЗ,5 К, т.е. почтила 3 К, аностеично уюаеньшаетси темпертесра поеирдноели етенек цилиндра и тредняя тямперт-тура поверхности рабочойкамеыы ломпрессеинеДтеииии ТТс^иначенит котоаой опрлделялрсь следующем образом:
И I + + /ы — + • е
кр кр ц ц р и>а ст = , (А)
I + / -О
кр ц р
где Fкр, Fц, Fp -площадьповерсности клавынаоИ слисы,цидинддмипоршня; Ткр, Тц, ТрН- тнм-ператураповерхностиклапандмидлиты, цалилдры л жидкоетина одрооеонии масята.
В первом приближении иринимаем, чтотемператури жидносни ннповврсвозти аознаа поршня равна температуре жлдсости на ниннеиалид масисной секции. Увеличение рнн приводит к уменьшению температуры газа на всасывании компрессорной сикцие с 309,2 до 307,8 К вследствие улучшения охлаждения цилиндропоршневой группы (рис. 2).
Для ПГЭМ с гладким щелевым уплотнением увеличение рнн не окизывает влияния на температуру поверхности клапанной плитео. Ее величинаоыше поитииилК, дем ^огладодм щелевым уплотнением. Величина Оц также остается практически постоянной и равной 317 К. Температура всасываемого воздуха остается также неизменной и равной 309 К, что на 1,2 К выше, чем у ПГЭМ соступенчатымщелевымуплотнением.
Твск, 310
309,5
309
308,5
308
'" Рнн, бар
4 6 8 10 12
Рис. 2. Экспериментальная зависимость температуры всасываемого газа от давления нагнетания насосной секции: 1 - ПГЭМ с щелевым уплотнением ступенчатого вида; 2 - ПГЭМ с гладким щелевым уплотнением
Fig. 2. Experimentaldependenceoftheintakegas temperatureon thedischargepressureofthepumpsection: 1 - PGEM with er clotted seal of ¡a steppeU type; 2- PGEM wieharmoothslet seal
Рис. 3. Экспериментальная зависимость коэффициента подачи компрессорной секции от давления нагнетания насосной секции: 1 - ПГЭМ с щелевым уплотнением ступенчатого вида; 2 - ПГЭМ с гладким щелевымуплотнением
Fig. 3. Experimental dependence of the feed rate of the compressor section on the discharge pressure of the pump section: 1 - PGEM with a slotted seal of a stepped type; 2 - PGEM with a smooth slit seal
Увеличение жидкости в сжимаемом газе при увеличении рнн приводит к уменьшению мертвого пространства, что увеличивает значение объемного коэффициента Хо. Уменьшение температуры всасываемого газа приводит к увеличению температурного коэффициента ХТ. Увеличение Хо и ХТ приводит к увеличению X с 0,655 прирнн=5 бар до 0,837 дорнн=11 бар (рис. 3). Для ПГЭМ с гладким щелевым уплотнением с увеличением рнн количество жидкости в рабочей полости компрессорной секции увеличивается, что приводит к уменьшению мертвого пространства и увеличению X с 0,545 при рнн=5 бар до 0,727 при рнн=11 бар. Таким образом, во всем диапазоне изменения рнн у ПГЭМ со ступенчатым щелевым уплотнением величина X более чем на 10 % больше, чем у ПГЭМ с гладким щелевым уплотнением.
С увеличением рнн величина цоб уменьшается как для ступенчатого уплотнения, так и для гладкого. Необходимо отметить, что величина цоб выше у ПГЭМ со ступенчатым уплотнением, чем с гладким, несмотря на то, что количество жидкости, выносимой в линию нагнетания компрессорной секции, в первом случае выше, чем во втором.
Теоретическое исследование
Помимо экспериментальных исследований по влиянию давления нагнетания в насосной секции на работу исследуемой ПГЭМ, также посредством математической модели рабочих процессов ПГЭМ были проведены теоретические исследования, которые позволили существенно сократить затраты на проведение каждого опыта.
Математическая модель рабочих процессов в компрессорной секции включает в себя уравнение первого закона термодинамики тела переменной массы, уравнение сохранения массы, уравнение движения, уравнение состояния газа [8].
Математическая маделоробочилпроцебесв нососноб секциибазируется на двуо системах уравнениД,которхоевконечнчмоиде записычоотия аккдмарраном:
• система уравнений, описывающая изменение термодинамических параметров в процессах сжатия и расширения в насосной полости:
Vh
V = V + —
w Mw 2
(l - cos )) + ^ (l - cos 2))
dMw = £ dMniw-X dM о
P = P + Ew
T = const
V M
tn-^ + In- w
Vw
Mw
w ес J
(2)
(3)
(4)
(5)
где Ут Ы„, Р„, - текущие значения объема, массы, давления и температуры жидкости в рабочей полости насосной секции соответственно; dM„¡w, dM0¡w - элементарные массы присоединяемой и отделяемой жидкости; dMw - элементарное изменение массы жидкости; У„вс, Рквс, Мквс -объем, давление и масса жидкости в конце процесса всасывания; Е'„ - модуль упругости жидкости; Vh, Vм - величина рабочегои мертвогообъемаврабочейполостинасоснойсекции; Ф - угол поворотабсленчбтоговала;
• система ура внений, описывающая процессы нагнетания и всасывания в насосной полости:
pw pw Н + Pwg (SMw + Sw )cosa + Pw 2 1 + Mn_2 + AAj-2
m
npw
dX
dz2
= У F
w
i=\
(6)
(7)
где pWH - давление жидкости в линии нагнетания; Sw - текущее значение перемещения поршня; w1 - скорость жидкости в сечении I-I, совпадающем с днищем поршня; w2 - скорость жидкости в сечении II-II, расположенном за нагнетательным клапаном; Дйп-2 - потери напора, обусловленные совершением технической работы на пути между выбранными сечениями; М1-2 - потери напора на трение (по длине и местные сопротивления); SMw - линейный мертвый объем; a - угол между вертикалью и осью цилиндра; pw - плотность жидкости; g - ускорение свободного падения; mnpw - приведенная масса запорного органа самодействующего клапана насосной секции; hw - текущая высота подъема запорного органа самодействующего клапана насосной секции; £F/w - сумма сил, действующих на запорный орган самодействующего клапана; т -время.
Моделирование процессов, протекающих в ступенчатом щелевом уплотнении, основывается на уравнении расхода жидкости через гладкое концентричное щелевое уплотнение у поршневого насоса и уравнении неразрывности жидкости в широкой и узкой частях уплотнения.
При проведении анализа влияния давления нагнетания в насосной секции примем, что давление нагнетания в компрессорной секции равно 1,0 МПа. В общем случае, вследствие
особенностей индикаторной диаграммы в насосной секции (близка к прямоугольнику) давление в насосной секции оказывает более значимое влияние на количество перетекаемой жидкости через поршневое уплотнение за цикл, чем давление нагнетания в компрессорной секции [9, 10].
С увеличением давления нагнетания в насосной секции увеличивается количество охлаждающей жидкости в рабочей полости компрессорной секции. Увеличение количества охлаждающей жидкости (или ее появление в начале процесса нагнетания) деформирует кривую процесса нагнетания, увеличивая потери давления в процессе нагнетания. Процессы сжатия, обратного расширения и всасывания изменяются незначительно и потери давления в процессе всасывания остаются практически постоянными.
Аналогично изменению относительных потерь давления в процессах всасывания и нагнетания в компрессорной секции ведут себя относительные потери работы в процессах всасывания и нагнетания. Индикаторные диаграммы в насосной секции при разных давлениях нагнетания представлены на рис. 4. Ступенчатое изменение давления в процессе сжатия обусловлено поздним закрытием всасывающего клапана в насосной секции (кривая 1 рис. 5). Нетрудно увидеть, что изменение давления нагнетания в насосной секции оставляет потери давления в процессах нагнетания и всасывания постоянными. Уменьшение относительных потерь работы обусловлено увеличением работы цикла в насосной секции Ацк.
С увеличением давления нагнетания в насосной секции высота слоя жидкости над поршнем увеличивается (ордината точки А рис. 6), процесс выталкивания жидкости увеличивается (кривая ВС). При давлении нагнетания в насосной секции рнн<2,5 бар процесс выталкивания жидкости ВСЕ вырождае тся в точку.
Pwl,Па
600000
500000
400000
300000
200000
100000
0
у \
\
r i / 1
i r
/V
ф, рад
3,23 3,67 4,10 4,54 4,97 5,41 5,85 6,28 0,44 0,87 1,31 1,75 2,18 2,62 3,05
Рис. 4. Теоретические индикаторные диаграммы в насосной секции при разных значениях давления нагнетания: 1 - 250000 Па;2 -400000Па
Fig. 4. Theoretical indicator diagrams in the pump section at different discharge pressures: 1 - 250000 Pa; 2 - 400000 Pa
Pwl,Па
'w 700000
h , м
3.15 3.57 3.99 4/41 4.83 5.24 5.вв 6.08 0.22 0.64 1.06 1/t7 1.89 2.31 2,73
0,00000
ф, рад
Рис. 5. Теоретическая индикаторная диаграмма в насосной полости (1) и диаграммы движения запорных элементов клапанов: 2 - всасывающий клапан; 3 - нагнетательный клапан
Fig. 5. TheoreticalinHicetordlagrrmmteepumpcavity(l)anddiancamcofmovemept ofthe valve shut-off elements: 2 -suctinnvalve;n-dischacnevalve
Sw, м
0,00360
0,00340
0,00320
0,00300
0,00280
0,00260
0,00240
0,00220
0,00200
VA
В
2 4
А' h
1' В' h'
C D' D
K
K'
ф, рад
3,23 3,67 4,10 4,54 4,97 5,41 5,85 6,28 0,44 0,87 1,31 1,75 2,18 2,62 3,05
Рис. 6. Эксогриментальнаянависнмозаъ вымоты сл-яж-дкостспрд пепшндм етуппу поворот а коленчатого вала приветленди нпгнеианвнв птгорнойпгпции:С -250 000Па;2-400Г00 Па
Fig. 6. Experimental dependence of the height oftheliquitl layer above the piston on the angle of rotation of the crankshaft at the injection pressure in this pump section: 1 — 000Pa;2- 400 OOOPa
s
Представленныерезультаты нарис.7 подлвтрнедаютсделан ный вывод. Интенсивный рост О начинается при датла^1^ина^1^етани^н боаее 3,5 бар. Велтаина Оотн пртбнижаетсял 1три давлении нагнетання 2,5 беа имлньше. 0Ятна^]^таоьаа5^ аылота ннояжидкостиза никл Б псу интенсивноувеличинаетсявдиаеазенеизмененеядас ленийнагивеания 15 насосеяй секции от 2 до 3 бар.Дальндйшее^еличочиедзвегниявнасосно^екщшнепривадаткзначите льному увеличееиев 8 м,ср. Это оЛусаовлянсеее,чтоизбыточнаяжидносаа вытесняется через нагнетательный клапан в компрерсорной иолости.
При уменьшении давления нагнетания в насосной секции меньше 3 бар жидкость к концу процесна нагнетания не заполняет полностью мертвое пространство. Так, при давлении нагнетания 2,5 бар 75,2 % мертвого пространства занято газом, а при 2,0 бар 100 % мертвяго пространства занято газом. Увеличение мертвого пространства, занятого газом, приводит к уменьшению объемного коэффициента от 1 при рнн=3 бар до 0,7438 при рнн=2 бар. Величина коэффициента дросселирования Хр с увеличением рнн незначительно уменьшается, что обусловлено увеличением потерь давления в процессе всасывания вследствие увеличения процесса всасыванияприуменьшении мертвого пространства, занятого газом. С увеличением рнн наблюдается также незначительное уменьшение Хт (рис. 8).
Вследствие значительного увеличения объемного коэффициента Х0 и незначительного уменьшения коэффициентов величина коэффициента подачи X с увеличением рнн увеличивается с 0,557 при рнн=2 бар до 0,801 при рнн=4 бар. Максимальные значения коэффициента подачи X и индикаторного изотермического к.п.д. циниз наблюдаются прирнн=3 бар и равны 0,83 и 0,562 соответственнг.Мячаимум иаяикаторноноинотвимааезиого с.п.д ойчоловлен, с одной стороны, ^сличениампроиаведнуелвинлаикомп^идсрнотлецщиипря увеличении-н (это увеличивает ¡7„кш), а гдсугот - ууглычением потерь рсбоочтвпроцргсе нагнотртоя(тты ведет
Gwk 0.0007 -
G
0.0005
0.0004
0.0002
0.0001
G ото
Gwk
2.5
1.5
0.5
2.2
2.4
2 S 2.8
3.2 3.4 3.6 3,8
Рис.7. Экспериментальнаязависимостьотносительныхвеличин Gwk и GomH от давления нагнетания в компрессорной секции
Fig. 7. Experimental dependence of the relative values and on the discharge pressure in the compressor section
П б ,Я ,Я ,Я ,Я
' ин.из ' ' об ' о ' р' т'
н.из 1,2
0.8
0.6
0.4
0.2
Я
Я Я f т
Я \ Поб
ын.из
1.5
2.5
3.5
4.5 гнн
Рнн , баР
Рис. 8. Экспериментальная зависимость величин цинмз, цоб, К, ^ от давления нагнетания в насосной
секции
Fig. 8. Experimentaldependenceof thequantitiesonthe discharge pressureinthepump section
к уменьшена пини3). Величина объемного к.п.д. насосной секции при увеличении рнн остается неизменной.
Выводы
Экспериментальные исследования доказали эффективность использования в ПГЭМ ступенчатого щелевого уплотнения в сравнении с гладким уплотнением. Применение ступенчатого уплотнения снижает температуру цилиндропоршневой группы и ликвидирует мертвое пространство компрессорной секции ПГЭМ.
Теоретически установлено, что диапазон давления нагнетания насосной секции для оптимальной работы ПГЭМ со ступенчатым щелевым уплотнением как для работы компрессорной, так и для насосной секции лежит в интервале 3-4 бар.
Список литературы
[1] Орлов Ю.М. Объемные гидравлические машины. Конструкция, проектирование, расчет. М.: Машиностроение, 2006. 222 с. [Orlov Yu.M. Volumetric hydraulic machines. Construction, design, calculation. Moscow, Mechanical Engineering, 2006. 222 p. (in Russian)]
[2] Щерба В.Е., Болштянский А.П., Шалай В.В., Ходорева А.В. Насос-компрессоры. Рабочие процессы и основы проектирования. М.: Машиностроение, 2013. 367 с. [Shcherba V.E., Bolshtyansky A.P., Shalai V.V., Khodoreva A.V. Pump-compressors. Work processes and design basics. Moscow, Mechanical engineering, 2013. 367 p. (in Russian)]
[3] Щерба В.Е., Лысенко Е.А., Нестеренко Г.А., Григорьев А.В., Кондюрин А.Ю., Баженов А.М. Разработка и исследование поршневого уплотнения, выполненного в виде гладкой щели ступенчатого вида для поршневой гибридной энергетической машины объемно- 601 -
го действия, Химическое и нефтегазовое машиностроение, 2016, 4, 45-48. [Shcherba V.E., Lysenko E.A., Nesterenko G.A., Grigoriev A.V., Kondyurin A.Yu., Bazhenov A.M. Development and investigation of a piston seal, made in the form of a smooth slit of a step type for a piston hybrid power machine of volumetric action, Chemical and Oil and Gas Engineering, 2016, 4, 45-48. (in Russian)]
[4] Баженов А.М., Кондюрин А.Ю., Щерба В.Е. Расчет щелевого уплотнения, выполненного в виде гладкой щели ступенчатого вида поршневой гибридной энергетической машины объемного действия. Материалы XXВсероссийской научно-технической конференции студентов и аспирантов. М: НИУ МЭИ, 2016, 10-14. [Bazhenov A.M., Kondyurin A.Yu., Shcherba V.E. Calculation of a slot seal, made in the form of a smooth slit of a step-like type of a piston hybrid power machine of volumetric action. Materials of the XX All-Russian scientific and technical conference of students and post-graduate students. Moscow, 2016, 10-14. (in Russian)]
[5] Алтынцев М.П., Аверьянов Г.С., Суриков В.И., Виниченко В.С. Влияние отношения давления нагнетания к давлению всасывания компрессорной полости на характеристики поршневого насос-компрессора. Омский научный вестник, 2012, 1(107), 133-135. [Altyntsev M.P., Averyanov G.S., Surikov V.I., Vinichenko V.S. Influence of the ratio of discharge pressure to suction pressure of the compressor cavity on the characteristics of a reciprocating pump-compressor. Omsk Scientific Bulletin, 2012, 1 (107), 133-135. (in Russian)]
[6] Щерба В.Е., Шалай В.В., Лысенко Е.А., Нестеренко Г.А., Григорьев А.В., Баженов А.М. Разработка и создание испытательного стенда для исследований поршневой гибридной энергетической машины объемного действия. Материалы IIIМеждународной научно-технической конференции «Динамика и виброакустика машин». Самара: СНИУ им. академика С.П. Королева, 2016, 214-216. [Shcherba V.E., Shalay VV., Lysenko E.A., Nesterenko G.A., Grigoriev A.V., Bazhenov А.М. Development and creation of a test bench for the research of a piston hybrid power machine of volumetric action. Materials of the III International Scientific and Technical Conference "Dynamics and Vibroacoustics of Machines". Samara, 2016, 214-216. (in Russian)]
[7] Кужбанов А.К., Щерба В.Е., Павлюченко Е.А., Нестеренко Г.А. Экспериментальные исследования поршневого насос-компрессора с газовым демпфером. Химическое и нефтегазовое машиностроение, 2015, 5, 28-32. [Kuzhbanov A.K., Shcherba V.E., Pavlyuchenko E.A., Nesterenko G.A. Experimental studies of a reciprocating pump-compressor with a gas damper. Chemical and Oil and Gas Engineering, 2015, 5, 28-32. (in Russian)]
[8] Пластинин П.И. Поршневые компрессоры. Т. 1: Теория и расчет. М.: Колос, 2000. 456 с. [Plastinin P.I. Reciprocating compressors. Vol. 1: Theory and calculation. Moscow, Kolos, 2000. 456 p. (in Russian)]
[9] Щерба В.Е., Болштянский А.П., Нестеренко Г.А., Кондюрин А.Ю. О соотношении массовых потоков жидкости и давлений нагнетания между насосной и компрессорной полостями в поршневой гибридной энергетической машине. Химическое и нефтегазовое машиностроение, 2016, 4, 35-38. [Shcherba V.E., Bolshtyansky A.P., Nesterenko G.A., Kondyurin A.Yu. On the ratio of mass flow of fluid and injection pressures between the pump and compressor cavities in a piston hybrid power machine. Chemical and Oil and Gas Engineering, 2016, 4, 35-38. (in Russian)]
[10] Баженов А.М., Щерба В.Е., Григорьев А.В., Кондюрин А.Ю., Парамонов А.М. Анализ влияния соотношения прямого и обратного потоков жидкости в щелевом уплотнении порш-
невой гибридной энергетической машины на соотношение давлений нагнетания в насосной и компрессорной полостях. Омский научный вестник, 2016, 6(150), 45-49. [Bazhenov A.M., Shcherba V.E., Grigoriev A.V., Kondyurin A.Yu., Paramonov A.M. Analysis of the influence of the ratio of direct and reverse fluid flows in the slot seal of a piston hybrid power machine on the ratio of injection pressures in the pump and compressor cavities. Omsk Scientific Bulletin, 2016, 6(150), 45-49. (in Russian)]
