CC BY
97
Multi-Temperature Heat Pump with Cascade Compressor Connection Sit M.L.1, Starikov A.V.2, Zhuravleov A.A.1, Timchenko D.V.1
Institute of Power Engineering of the Academy of Sciences of Moldova1, Kishinau, Republic
of Moldova
Samara State Technical University2, Samara, Russian Federation
Abstract. The object of the study is a multifunctional heat pump with several evaporators and condensers designed for simultaneous provision of technological processes with heat and cold. The aim of the work is the development and study of the scheme for this type of heat pumps, which ensures minimum irreversibility in the "compressor-gas coolers" chain, without the use of adjustable ejectors installed after evaporators and used as flow mixers. The obtained technical solution ensures the stabilization of the heat pump coefficient of performance (COP) and prescribed thermal regimes of heat exchangers at a variable flow rate of the refrigerant. The novelty of the elaboration is inclusion a compressor of the first stage with a serially connected intermediate heat exchanger and a control valve that are located before the compressor inlet of the second stage of the heat pump, which allows to establish a rational pressure after the first stage of the compressors. A scheme is proposed for regulating the temperature at the inlet of the first stage compressors by regulating the flow through the primary circuits of the recuperative heat exchangers. The first stage compressor control system allows providing the required modes of operation of the heat pump. It is established, because of the exergetic analysis of the sections of the hydraulic circuit of heat pump located between the evaporators and gas coolers that the reduction of irreversible losses in the heat pump is ensured due to the optimal choice of the superheat value of the gas after the evaporators.
Keywords: heat pump, simulation, control system, flow rate control, compressor, irreversibility.
Pompa de caldura cu multi-temperaturi cu conexiune a compresoarelor in cascada §it M.L.1, Staricov A.V.2, Juravliov A.A.1, Timcenco D.V.1
1Institutul de Energetica al Academiei de §tiinte a Moldovei, Republica Moldova, Chi§inau, 2Universitatea tehnica de Stat din Samara, or. Samara, Federatia Rusa Rezumat. Obiectul acestui studiu este pompa de caldura (PC) multifunctionala, cu mai multe vaporizatoare §i condensatoare, destinata pentru a asigura producerea simultana a caldurii §i frigului. Scopul lucrarii consta in elaborarea §i cercetarea schemei, in care este realizata ireversibilitatea minima in lantul „compresor - racitoar de gaz", §i in care nu sunt utilizate ejectoarele reglate. Solutia tehnica propusa asigura stabilizarea COP-ului pompei de caldura §i schimbatoarelor de caldura la debitul variabil de agent frigorific. Noutatea lucrarii consta in instalarea compresorului primei treapte in serie cu schimbatorul de caldura intermediar §i cu supapa de reglare. Acest bloc este amplasat intre ie§irile evaporatizatoarelor §i intrarile comprersoarelor treaptei a doua a PC, ceea ce permite stabilizarea presiunii prescrise dupa prima trapta a compresorului. Se propune schema pentru regalare a temperaturii la intrarile primei trepte ale compresoarelor prin reglarea debitului agentului frigorific prin circuitele primare ale schimbatoarelor recuperative ale PC. Sistemul de urmarire care asigura productivitatea compresoarelor primei §i a treptei a doua, permite func^ionarea prescrisa a PC. Rezultatele analizei exergetice a schemei PC amplasata intre vaporizatoarele §i racitoarele de gaz, demonstreaza efectul de reducere a pierderilor ireversibile in pompa de caldura, care sunt asigurate de alegerea optimala a valorii de supraincalzire a gazului dupa vaporizatoare.
Cuvinte-cheie: pompa de caldura, model matematic, simulare, sistemul de dirijare, presiune, compresor.
Многотемпературный тепловой насос с каскадным включением компрессоров Шит М.Л.1, Стариков А.В.2, Журавлев А.А.1, Тимченко Д.В.1
1 Институт энергетики АН Молдовы1, Кишинев, Республика Молдова 2Самарский Государственный Технический Университет, г. Самара, Российская Федерация Аннотация. Объектом исследования является многофункциональный тепловой насос (ТН) с несколькими испарителями и конденсаторами, предназначенный для одновременного обеспечения технологических процессов теплом и холодом. Целью работы является разработка и исследование схемы для исследуемого типа тепловых насосов, в которой обеспечивается минимальная необратимость в цепи «компрессоры - газоохладители», без использования регулируемых эжекторов, включенных за испарителями и применяемых в качестве смесителей потоков. Полученное техническое решение обеспечивает стабилизацию СОР теплового насоса и режимов теплообменников при переменном расходе хладагента. Новизна работы заключается во включении компрессора первой ступени
компрессора с последовательно включенным промежуточным теплообменником и регулирующим клапаном, которые расположены между объединенными выходами испарителей и входом компрессора второй ступени теплового насоса, что позволяет установить рациональное давление после первой ступени компрессоров. Предложена схема для регулирования температуры на входе в компрессоры первой ступени путем регулирования расхода через первичные контуры рекуперативных теплообменников теплового насоса. Следящая система, использующая частотный способ управления электроприводом компрессора первой ступени и обеспечивающая одинаковую производительность компрессоров первой и второй ступеней, позволяет обеспечить требуемые режимы работы теплового насоса. В результате эксергетического анализа участков гидравлической схемы ТН, расположенных между испарителями и газоохладителями, установлено, что снижение необратимых потерь в тепловом насосе обеспечивается за счет оптимального выбора величины перегрева газа после испарителей. Ключевые слова: тепловой насос, математическая модель, система управления, давление, регулирующий клапан.
_Таблица 1. Условные обозначения.
Наименование Описание обозначения Наименование Описание обозначения
Vi Скорость потока через первый конденсатор, м/с. Рг Статическое давление потока в г - м канале, МПа.
V2 Скорость потока через первый конденсатор, м/с. ^ Температура потока в г - м канале, оС.
Gi Массовый расход потока через первый конденсатор, кг/с. Р Плотность хладагента в цепи первого конденсатора кг/м3.
G2 Массовый расход потока через второй конденсатор, кг/с. Р2 Плотность хладагента в цепи второго конденсатора, кг/м3.
Vel Электрический кпд компрессора. т 10 Температура окружающей среды, оК.
f Частота, Гц Объемный кпд компрессора.
Vcy Объем цилиндра, м3. рзис Плотно пара у всасывающего патрубка компрессора
min Удельная работа компрессора, кДж/кг-1 Теоретическая работа компрессора, компрессора, кДж/кг-1.
s Удельная энтропия, кДж кг-1 К-1 и Удельная энтальпия, кДж кг-1 К-1
Введение
В пищевой, химической промышленности, (например, молочной,
мясоперерабатывающей, винодельческой), в сельском хозяйстве широко применяются процессы, где производится обработка продукции теплом и холодом на разных температурных уровнях.
Многотемпературным промышленным тепловым насосам, предназначенным для обработки продуктов теплом и холодом на нескольких температурных уровнях, посвящена обширная литература, для чего достаточно упомянуть литературный обзор, включающий в себя более 70 источников информации [1]. В работе реферируются тепловые насосы со многоступенчатыми компрессорами. Вопросам создания тепловых насосов, в которых рассмотрены схемы включения эжекторов между испарителями с целью повышения СОР тепловых насосов посвящены работы [2,3]. Статья [4]
описывает тепловой насос с несколькими конденсаторами, но работающими при разных расходах хладагента при одинаковом давлении и при постоянных нагрузках испарителей.
В данной работе рассматривается многофункциональный тепловой насос, где используются два конденсатора и три испарителя, работающие при разных давлениях и с двумя компрессорами, входы которых связаны с одними и теми же испарителями, а выходы с разными конденсаторами и работающими при переменной тепловой нагрузке. Для такого случая использование эжекторов [2,3] недостаточно эффективно, так как при этом давление на входах компрессоров при использовании диоксида углерода (природного безопасного хладагента) повышается всего на 6% по сравнению с использованием статических смесителей, включенных на выходах испарителей. В рассматриваемой схеме важно определить
давление первой ступени компрессоров, исходя из условия минимума деструкции эксергии в цепи аппаратов - компонентов теплового насоса 2,3,4,5,6,7,8,9,12.
Объект исследований
Целью настоящей работы является разработка схемы теплового насоса, предназначенного для обработки пищевых продуктов теплом и холодом на нескольких температурных уровнях.
Основным требованием является обеспечить работу при переменной тепловой нагрузке, определение давления нагнетания первой ступени компрессоров, при котором обеспечивается максимальное значение СОР теплового насоса, оценка пульсаций давления компрессора при управлении от электропривода с частотным регулированием.
Рассмотрим схему многофункционального теплового насоса с несколькими испарителями (изображенными в виде одного блока) 1, рекуперативных теплообменников 2 и 3, обеспечивающих рациональную температуру всасывания группы
компрессоров первой ступени 4, регулирующего клапана 5, устанавливающего давление на выходе компрессора 4 компрессоров второй ступени 6 и 7, конденсаторов 8 и 9, регулирующих клапанов 10, 11 (рис.1), промежуточного газоохладителя 12.
Регулирующие клапаны 13 и 14 предназначены для регулирования режима работы компрессора первой ступени путем регулирования положений точек 2 и 3 на схеме рис.2.
Возможна также схема, где вторичные цепи теплообменников 2 и 3 соединены параллельно.
Красными цифрами на рис.1 показаны точки схемы, отраженные на рис.2.
В этой схеме надо выбрать рациональное давление компрессора нагнетания
компрессора первой ступени и оценить качество работы САУ расходом хладагента компрессора 2 в зависимости от сигналов заданий расходов компрессорам 6 и 7 в соответствующих САУ этими
компрессорами.
Условие оптимального выбора давления всасывания компрессора 4 состоит в том, чтобы при заданном КПД компрессора 4 и заданном давлении нагнетания и температуре газа после этого компрессора обеспечить
температуру и давление нагнетания компрессоров 6 и 7, при котором будет обеспечен требуемый температурный режим в конденсаторах 8 и 9.
Термодинамический анализ компрессорно-конденсаторного блока теплового насоса
Диаграмма «давление - энтальпия» теплового насоса при некоторых упрощениях приведена на рис. 2.
насоса.
При построении диаграммы делают следующие допущения для упрощения анализа: теплоотдачей во внешнюю среду пренебрегают, процесс компримирования адиабатический и не идеальный изоэнтропический, испарение, конденсация и промежуточное охлаждение - изобарические процессы, на выходе испарителя - пар насыщенный, процесс дросселирования изоэнтальпический.
Энергетический баланс в рекуперативных теплообменниках 2 (в теплообменнике 3 -аналогично):
G8-9'(h8 " ¿9 ) = G2 '(( " h2 )
(1)
Wl2 = W4 = h4 - h5 + T0 ' (h4 - h5 )•
(2)
где, Gy_j, h(j) - расходы хладагента в цепях i, j, h( j) _ энтальпии в
соответствующих точках схемы (рис.2).
Расчет необратимостей в элементах теплового насоса
Необратимость [4] - это количество энергии, которое не производит полезной работы (по отношению к состоянию теплового равновесия (состоянию
окружающей среды)), вычисленное для каждого из компонентов теплового насоса. Состояние теплового равновесия
(температура окружающей среды) характеризуется следующими показателями: T0 = 287.15 K и P0 = 1 bar.
Необратимости рассчитываются для следующих элементов теплового насоса: компрессоров, теплообменника для охлаждения газа после компрессоров первой ступени, регулирующего клапана после компрессоров первой ступени.
Рис.2. P-H диаграмма цикла теплового насоса с несколькими испарителями и конденсаторами.
Эксергетический анализ выполняется согласно методикам [7-10], когда деструкция эксергии вычисляется как разность между эксергией топлива и эксергией продукта при этом потерями эксергии из-за теплоотдачи в окружающую среду пренебрегаем.
Необратимость компрессоров:
'comp = T0 iS7 " S5 ) + T0 iS6 " S5 ). (1)
Необратимость промежуточного
охладителя 12:
Необратимость газоохладителей, поз 6 и 7.
¥8 = ¥7 "¥10 = К7 " К10 + Т0 " К10 ). (3)
¥9 = ¥б "¥8 = К6 " К8 + Т0 '(б " К ). (4)
Необратимость в рекуперативном теплообменнике 2(в 3 аналогично).
i 2 = T0 '((5 2 - S8 )-(9 - S1 ))
(5)
Из рассмотрения графического изображения ломаной линии 3,4,5,6,7 следует, что минимальная необратимость в тепловом насосе обеспечивается при минимальном значении необратимости промежуточного газоохладителя 12 и при выполнении условий минимальной необратимости в газоохладителях 6 и 7 (при условии технико-экономической
реализуемости их конструкций).
Пунктирной линией и цифрами с индексами показаны точки цикла при минимальной деструкции эксергии в рассматриваемой цепи аппаратов. При этом линия 3 -5 -6-7 (рис.2) является адиабатой.
Математическая модель компрессора с регулируемым электроприводом как объекта управления в системе регулирования расхода хладагента
Известна динамическая модель турбокомпрессора, описанная в [13] в которой турбокомпрессор описывается инерционным звеном первого порядка, с несколькими входами. Похожую модель имеет тепловой насос с газовым приводом компрессора. Модели поршневых
компрессоров рассматривались в работах [1821]. В [18] рассмотрена динамическая модель поршневого компрессора с кривошипно-шатунным механизмом. В работе анализируются пульсации, возникающие при работе компрессора из-за не идеальности конструкции клапанов. Отмечается, что частота пульсаций на выходе намного выше пульсаций на входе и что пульсации давления на выходе имеют импульсный характер. В [19] рассмотрена зависимость момента однопоршневого компрессора от времени и показано, что зависимость этого момента от
РКОБЬЕМЕЬЕ ЕМЕЯОЕТГСП КЕОЮМТЛБЕ 2(34) 2017 ТЕКМОЕКЕКОЕТЮЛ
времени представляет собой сумму синусоид от углов поворота вала приводного электродвигателя. В [22] получена математическая модель асинхронного электродвигателя, как объекта управления системы частотного управления. Нами рассматривается модель компрессора с частотно-управляемым электроприводом с использованием закона
и / / = сот1.
(5)
Момент сопротивления поршневого компрессора зависит от угла поворота кривошипно-шатунного механизма и от скорости электродвигателя. Массовый расход компрессора и его входная мощность вычисляются по формулам (6) и (7) [5].
т = Ъ»1 • /'А
су гзыс
(6)
™ т = т 'Ю <Пе1
Принята следующая модель пульсаций давления компрессора:
М = М0 + ^М1 8ш(ю • I • (),
(8)
где ю - угловая скорость вращения электропривода. На графике приведенном на рис.5, изображен переходный процесс изменения скорости вала компрессора при следующих значениях коэффициентов, входящих в (8):
М0 = 0,5; М1 = 0,4; М2 = 0,1; М4 = 0,5; М3 = М5 = М6 = 0.
1
Юо
МС - момент сопротивления компрессора, ю - угловая скорость вала электропривода компрессора,
/(ю, ^юёт) - зависимость момента сопротивления электропривода с поршневым компрессором от
скорости вращения вала электропривода, Wdu - передаточная функция компрессора с электроприводом по управляющему воздействию, - передаточная функция компрессора с электроприводом по
возмущающему воздействию Рис.3. Модель динамики поршневого компрессора с электроприводом.
СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ РАСХОДОМ КОМПРЕССОРА ПЕРВОЙ СТУПЕНИ КАСКАДА
Целью создания системы является обеспечение первой ступенью каскада компрессоров 4 расхода, равного сумме расходов компрессоров 6 и 7 (рис.1). Рассмотрим, как будет обеспечиваться работа первой ступени при использовании алгоритма управления (5) и ПИД - регулятора. Работа системы сопровождается рядом возмущений:
из-за изменения падения давления на вентилях в зависимости от расхода через них, из-за изменений производительности двух компрессоров, из-за изменения плотности и энтальпии хладагента. Объемные
компрессоры (например, винтовые, поршневые, ротационные, спиральные) относятся к устройствам с постоянным крутящим моментом, что означает, что крутящее усилие, необходимое для поворота вала, постоянно, то есть не зависит от скорости вращения.
I=1
РКОБЬЕМЕЬЕ ЕМЕЯОЕТГСП КЕОЮМТЛЬЕ 2(34) 2017 ТЕКМОЕМЕКОЕТТСЛ
В [20] исследована адаптивная система управления на базе вентильного -индукторного электропривода для компрессоров малых холодильных установок, и выбран вид обратных связей по угловой скорости привода в виде
дифференцирующего и инерционного звена первого порядка. Как показано в [5] анализ полученной экспериментальным путем нагрузочной характеристики двухцилиндрового компрессора показал, что пульсации момента плавно возрастают при уменьшении частоты вращения до 15 рад/с, при дальнейшем уменьшении частоты вращения пульсации резко возрастают. При регулировании изменением частоты вращения привода компрессора необходимо выполнять регулирование в области частот, превышающих критическую, равную 15 рад/с
[5].
Таким образом, очевидно, что законы регулирования производительности
компрессоров должны учитывать и тип компрессора.
Получение передаточной функции асинхронного двигателя (АД), отражающей электромагнитные и механические переходные процессы при частотном регулировании, возможно только в узком диапазоне скоростей из-за существенных нелинейностей, связанных с преобразованием управляющего сигнала в частоту напряжения, питающего электродвигатель.
Передаточная функция АД типа 4А13286У3 по управлению имеет вид[19].
Уь (р) =
ю( р) и>0( р)
кл ((клир +1) (ТаР +1)( P2 + 2^р +1)'
(6)
где,
ки = 1;T1 = 0,0082 с; Та = 0,0076 с; Tk = 0,0034 = 0,1024. Передаточная функция этого же двигателя по возмущающему воздействию [19], имеет вид:
k1 ="0,019 рад/сНм; Ь0 = 0,0014с2;Ь1 = 0,264с; а0 = 8,865-10-8 с3;а1 = 1,666-10"4 с2;а2 = 0,0082 с.
В качестве регулятора может быть использован частотный преобразователь с ПИД - регулятором, в качестве датчика расхода газа 8 - массовый расходомер.
Объект управления, компрессор с частотно управляемым электроприводом представляет собой нелинейный (из-за нелинейных свойств электропривода и компрессора) периодический (из-за периодических пульсаций, создаваемых компрессором) объект управления.
К
GZD- заданное значение производительности компрессора, G - текущее значение
производительности компрессора, С - регулятор, СО - управляемый объект (рис.3), 8 - датчики расхода газа после компрессоров второй ступени, К - компенсатор инерционности массового расходомера - пропороционально-дифференци-рующее звено.
Рис.4 Структурная схема системы управления компрессором первой ступени.
В качестве передаточной функции датчика расхода принято инерционное звено первого порядка:
У (p) =
где, к1 = 1; Т1 = 0,1 с.
к,
ТР +1
(8)
Мы рассмотрели только самый простой случай, применив ПИД - регулятор. В результате моделирования системы в среде Ма1;1аЬ-81шиНпк установлено, что переходный процесс при выбранных значениях параметров объекта и регулятора -апериодический (рис.6).
а( р) к,(Ь0 р2 + Ь р +1)
Ы^ (р) а0 р + а1 р + а2 р +1
где,
120r
100
и
n 80
(1
< >
Р n 60
и
Я
Si 40
< >
>
20
0
0
1.5 ВРЕМЯ
Рис.5 График переходного процесса электропривода компрессора при
скачкообразном задающем воздействии.
Как видно из рассмотрения графика (рис.5) -переходный процесс имеет апериодический характер, время переходного процесса не более 0,5 с., что вполне удовлетворяет требованиям слежения за расходом компрессоров второй ступени, учитывая, что постоянная времени газоохладителей по каналу «расход хладагента - температура на выходе» составляет 10-20 с.
ВЫВОДЫ
1. Схема, в которой включение компрессора первой ступени с последовательно включенным промежуточным теплообменником и регулирующим клапаном, которые расположены между объединенными выходами испарителей с низким давлением и входом основного компрессора теплового насоса, позволяет установить рациональное давление после первой ступени компрессоров.
2. Регулирование температуры на входе в компрессоры первой ступени путем изменения расхода через первичные контуры рекуперативных теплообменников теплового насоса обеспечивает минимум необратимости в контуре теплового насоса.
3. Следящая система с частотным электроприводом, обеспечивающая одинаковую производительность компрессоров первой и второй ступеней, позволяет осуществить требуемые режимы работы теплового насоса. Сглаживание возмущений с частотой равной или большей частоты сети невозможно из-за высокой инерционности электродвигателя.
4. В результате эксергетического анализа участков гидравлической схемы ТН, расположенных между испарителями и газоохладителями, установлено, что снижение необратимых потерь в тепловом насосе обеспечивается за счет оптимального выбора величины перегрева газа после испарителей.
Литература (References)
[1] Arpagaus C., Bless F., Schiffmann J., Bertsch S.S. Multi-temperature heat pumps. A literature review. International Journal of Refrigeration 69
(2016) 437-465.
[2] Kairouani L., Elakhdar V., Nehdi E., Bouaziz N. Use of ejectors in a multi-evaporator refrigeration system for performance enhancement. International Journal of Refrigeration 32 (2009) 1173 - 1185.
[3] Yan Huaxia., Chan Ming In., Deng Shiming Operating characteristics of a three-evaporator air conditioning (TEAC) system. Applied Thermal Engineering 103 (2016) 883-891.
[4] Sarkar Jahar Performance analyses of novel two-phase ejector multi-evaporator refrigeration systems. Applied Thermal Engineering 110
(2017) 1635-1642.
[5] Jiang S., Wang S., Jin X., Zhang T. A general model for two-stage vapor compression heat pump systems. International Journal of Refrigeration 51(2015), pp.88-102.
[6] Industrial Heat Pumps for Low-Temperature Heat Recovery. Industrial Services Factsheet, May 2009. http://www.energy.wsu.edu/Documents/IndustSe rvFactsheet-HeatPumps-May%2009.pdf (accessed 20.04.2017).
[7] Sarkar J., Bhattacharyya S., Ram Gopal M. Optimization of transcritical CO2 heat pump cycle for simultaneous cooling and heating applications. International Journal of Refrigeration 27(2004) pp. 830-838.
[8] Eraz Ahammed Md., Bhattacharyya S., Ramgopal M. Thermodynamic design and simulation of a CO2 based transcritical vapour compression refrigeration system with an ejector. Journal of Refrigeration 34(2011),
[9] Agraval N., Sarkar J., Bhattacharyya S. Thermodynamical analysis and optimization of a novel two-stage transcritical N2O cycle. International Journal of Refrigeration 45(2014), 177-188.
[10] Bhattacharyya S., Bose S., Sarkar J. Exergy maximization of cascade refrigeration cycles and its numerical verification for a transcritical CO2-C3H8 system. Journal of Refrigeration 30(2017), 624-632.
0.5
2
3
[11] Salazar M., Mendes F. PID control for a singlestage transcritical CO2 refrigeration cycle. Applied Thermal Engineering 67 (2014) pp.429438.
[12] Anvari S., Saray R.K., Bahlouli K. Conventional and advanced exergetic and exergoeconomic analyses applied to a tri-generation cycle for heat, cold and power production. Energy, (91) 2015, pp.925-939.
[13]Beghi A., Cecchinato L., Rampazzo M. On-line, auto-tuning control of Electronic Expansion Valves. International Journal of Refrigeration, (34)2011, pp.1151-161.
[14] Krutov V.M., Danilov P.K., Kuzimik P.K. Osnovy teorii avtomaticheskogo regulirovanis. [Fundamentals of the theory of automatic control]. M., 1984.
[15] Misgeld B. J.E., Kramer M., Leonhardt S. Multivariable friction compensation control for a variable stiffness actuator. Control Engineering Practice 58(2017)298-306.
[16] Carra S., Karim M.N. Comprehensive methodology for detection and diagnosis of oscillatory control loops. Control Engineering Practice 17(2009)939-956.
[17]Marques - Nicolasco A., Huicochea A., Torres-Merino J., Siqueiros J., Hernández J.A. Thermodynamic analysis into a heat exchanger for absorbtion at high temperatures. Applied Thermal Engineering 103 (2016) 1014-1021.
[18] Srinivas M.N., Padmanbhan Chandramoili "Computationally efficient model for refrigeration compressor gas dynamics". International Journal of Refrigeration 25(2002) pp. 1083-1092.
[19]Bukaros A.Iu., Bukaros V.N., Onishchenko O.A. Modelirovanie momenta soprotivlenia
Сведения об авторах.
Шит Михаил Львович - к.т.н., в.н.с., доцент-исследователь лаборатории «Энергетической эффективности и возобновляемых источников энергии». Область научных интересов: тепловые насосы, автоматическое управление технологическими процессами в энер-гетике, E-mail: [email protected]
Журавлев Анатолий Александрович - к.т.н., в.н.с. лаборатории «Энергетической эффективности и возобновляемых источников энергии» института энергетики АНМ. Область научных интересов: микропроцессорные системы управления. E-mail: [email protected]
odnoporshnevogo compresora sudovoi holodilinoi ustanovki. [Simulation of the moment of resistance of a single-piston compressor of a ship refrigerating plant]. Tehnologicheskii audit i rezervi proizvodstva - Technological audit and production reserves, 2015, no 4/1(24), pp. 46-51. (in Russian).
[20] Karpovich O.Ia., Onishchenko O.A. Ventil'no -inductornii elektroprivod s adaptivnoi sistemoi upravlenia dlia kompressorov malih holodilinih ustanovok. [Switched - reluctance drive with adaptive control system for small refrigeration compressors plants]. Electromehanichni i energozberigaiuchi systemy - Electromechanical and energy saving systems, no.3(19) 2012, pp.150-152.(in Russian).
[21] Perekrest A.K., Iatsenko A.N. Nagruzochnaia harakteristika porshnevogo kompressora. [Load characteristic of a reciprocating compressor]. Visnik Kremenchutisikogo Natsionalinogo Universitetu - Bulletin of the Kremenchuk National University, no 4-1(39), 2006, pp.57-59. (In Russian).
[22] Starikov A.V. Linearizovannaia matematicheskaia modeli asinhronnogo elektrodvigatelia kak obiekta sistemi chastotnogo upravlenia. [Linearized mathematical model of induction motor as the frequency control system object]. Vestnik Samarskogo gos. Tehn. Universiteta - Proceedings of the Samara State Technical University, series of Physical and Math. Sciences, V.16, 2002, pp. 175-180., http ://www.mathnet.ru/php/archive .phtml?wshow =paper&irnid=vsgtu&paperid=117&option lang =rus (in Russian), accessed 07.08.2017
Стариков Александр Владимирович - заведующий кафедрой «Электропривод и промышленная автоматика», доктор технических наук. Область научных интересов: Многодвигательный электропривод сложных электромеханических систем, электромагнитный подвес (левитация) подвижных частей электрических машин. E-mail: [email protected] Тимченко Дмитрий Викторович
- ведущий инженер - программист Института энергетики АН Молдовы. Область научных интересов: автоматическое управление технологическими процессами в энергетике, E-mail: [email protected]
