CC BY
37
УДК 621.226 + 621.436
МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ ГИДРОМУФТЫ С ДИЗЕЛЕМ В ТЯЖЁЛЫХ УСЛОВИЯХ ЭКСПЛУАТАЦИИ
© 2012 г. А.И. Озерский
Донской государственный технический Donskoy State Technical University,
университет, г. Ростов-на-Дону Rostov-on-Don
Представлены результаты моделирования динамики работы гидромуфты с дизелем, работающим в тяжёлых условиях эксплуатации. В качестве примера приведены результаты численных экспериментов (MathCad 13) моделирования динамики дизеля типа Д100 c гидромуфтой переменного заполнения. Рассмотрены ударные (импульсные) перегрузки и перегрузки колебательного характера. Показано, что гидромуфта, ограничивая перегрузки, фильтрует высокочастотные крутильные колебания, ослабляя действие резонанса.
Ключевые слова: модель гидромуфты с двигателем Дизеля; численный эксперимент; MathCad 13.
The results of modeling of dynamics (changes) in hydromuffe with a Diesel engine operating at heavy conditions are submitted. As an example the results of numerical experiments at modeling of dynamics with respect to the Diesel engine D100 with the hydromuffe of variable (MathCad 13) are brought. Shock and oscillating are considered. It is ascertained that hydromuffe filters high-frequency torsion diminishing action of a resonance phenomenon.
Keywords: hydromuffe with the Diesel; joint work; dynamics; start; accounting technique; accounts done in MathCad 13.
Гидромуфты являются высокоэффективными гидравлическими машинами, которые повсеместно используются в гидродинамических передачах энергии, полученной в ЭД и ДВС.
Использование гидромуфт в составе гидромеханических передач ДВС позволяет повысить экономичность, надёжность и быстродействие передачи энергии от ДВС к потребителям. Они обеспечивают (в соответствии с нагрузкой) автоматическое регулирование вращающего момента, развиваемого силовым валом турбины гидромуфты, а также частоты его вращения, и защищают двигатели от нерасчётных перегрузок. Гидромуфты фильтруют крутильные колебания, возникающие на одном из силовых валов, например поршневого двигателя или трансмиссии, «не пропуская» их на другой вал. Они ограничивают нагрузки, снижают ударные и вибрационные воздействия на двигатель, уменьшая аварийность и износ техники, особенно работающей в тяжёлых условиях эксплуатации, а именно - с частыми и значительными перегрузками, ударными нагрузками и вибрацией, с длительными и постоянными неустановившимися режимами и т.п.
Из всех режимов работы ДВС с гидродинамическими передачами наиболее сложными для эксплуатации и моделирования являются динамические режимы: запуск, торможение и режимы регулирования, а также режимы, связанные с воздействием значительных перегрузок, ударных нагрузок и вибрации. Именно на этих режимах падает экономичность и снижается эффективность гидропередач. Это указывает на то, что гидроприводные системы с гидродинамическими передачами, работающими в тяжёлых условиях эксплуатации, нуждаются в совершенствовании.
Совершенствование гидроприводных систем невозможно без модернизации существующих и создания новых и перспективных их образцов, без создания их физических, математических и компьютерных моделей, удобных для использования в системах автоматизированного проектирования (САПР).
Отметим, что вместе с совершенствованием гидромеханических передач, работающих в тяжёлых условиях, возрастают сложности их конструирования. Наряду с этим, а также в связи с потребностями повышения точности расчёта динамических характеристик гидромеханических систем растёт сложность постановки и решения задач динамики гидравлических машин, входящих в состав указанных систем. При этом существенно возрастает сложность их физических, математических и компьютерных моделей. Отсюда следует, что совершенствование существующих и создание новых высокоэффективных моделей гидро-и теплоэнергетических установок, включающих гидромеханическую передачу, источники энергии и внешних нагрузок, является актуальной научно-технической задачей. Настоящая статья посвящена одному из возможных её решений.
Здесь представлены результаты моделирования динамики работы гидромуфты с дизелем, работающим в тяжёлых условиях эксплуатации. Моделирование основано на использовании полуэмпирических моделей дизеля и гидромуфты переменного заполнения, построенных в наших работах [1 - 3].
Особенность модели гидромуфты, построенной в работах [1 - 3], и используемой здесь модели гидромуфты состоит в том, что это квазистатическая и полуэмпирическая модель. Квазистатический характер модели определяется тем, что эта модель удовле-
творительно «работает» в области сравнительно медленно действующих значительных динамических перегрузок. Здесь предполагается, что время их действия не превышает время опорожнения насоса тур-бомуфты при динамическом характере её самоопоражнивания. В этом случае, как показано в работе [3], можно использовать её статическую характеристику для моделирования динамических процессов её работы при перегрузках.
Полуэмпирический характер используемой здесь модели гидромуфты объясняется тем, что известная или построенная опытным путём её полная статическая характеристика X = Х(е), заданная в виде таблицы, интерполируется (например, сплайнами в среде MathCad 13) и в дальнейших расчётах используется уже в виде аналитической функции. Основное отличие данной модели от известных моделей гидромуфт [4 - 7] состоит в том, что здесь с помощью этой функции на основе известных соотношений теории турбо-машин определяются все виды потерь механической энергии потока рабочей жидкости в гидромуфте. Определяются потери энергии потока на удар частиц жидкости о входные кромки лопастей насоса и турбины, на трение и вихреобразование, на образование нерабочих кругов циркуляции. Оцениваются также потери энергии за счёт того, что её часть уносится вместе с высокоскоростным потоком жидкости в процессе самоопоражнивания гидромуфты и т.п. После этого рассчитываются относительная скорость потока и относительный расход рабочей жидкости, значение и знак которых (положительный или отрицательный) определяют вращающий момент, развиваемый гидромуфтой и режим её работы: обгонный, расчётный критический, стоповый режимы, а также режим про-тивовращения колёс гидромуфты. После этого рассчитываются закономерности изменения во времени t основных эксплуатационных параметров и динамических характеристик гидромуфты, которые соответствуют изменяющимся значениям частот вращения пн(^ и пт^) силовых валов насоса и турбины [4 - 7].
Эксплуатационные свойства, рабочая
характеристика и параметры моделируемой гидромуфты
В качестве базовой модели исследуемой здесь гидромуфты переменного заполнения использована гидромуфта постоянного заполнения, описанная В.Н. Прокофьевым в его монографии [4]. Рабочая статическая характеристика X = Х(е) в виде зависимости коэффициента X вращающего момента от относительного скольжения е колёс гидромуфты изображена на рис. 1 (кривая 1). Динамические характеристики этой гидромуфты и особенности её работы совместно с асинхронным электрическим двигателем исследованы в работе [1]. Геометрические параметры рассматриваемой здесь модели гидромуфты рассчитаны на соответствующую передаваемую мощность и принадлежат геометрическому ряду указанной гидромуфты.
Х(е>1 06
20 10
0
-10 -20
-1 0 1 2 е
Рис. 1. Характеристики гидромуфт:
1 - постоянного заполнения с дроссельным порогом;
2 - переменного заполнения
Отличие состоит в том, что в используемой здесь модели при перегрузках предусмотрено внутреннее самоопоражнивание, обеспечиваемое дроссельным порогом и дополнительными отверстиями, соединяющими рабочий объём гидротурбины с дополнительным объёмом, размещённым со стороны турбины. Это защищает двигатель от перегрузок и обеспечивает рабочую статическую характеристику исследуемой здесь гидромуфты в виде кривой 2 на рис. 1. Таким образом, исследуемая здесь гидромуфта является тяговой гидромуфтой [7].
Эксплуатационные параметры моделируемой гидромуфты: передаваемая мощность на расчётном режиме - 1,14 МВт (при относительном скольжении колёс е = 0,02); активный диаметр D = 0,568 м; расчётная частота вращения вала насоса пн = 3600 об/мин; степень начального заполнения
гидромуфты - 87 %. Турбомуфта работает как без редуктора, так и с редуктором, имеющим передаточное число 4,8.
Эксплуатационные характеристики и параметры модели ДВС
Используемая здесь динамическая модель дизеля (дизель типа Д100) построена в работе [2]. Модель базируется на основных положениях теории ДВС, а также на широко известных отечественных методах расчёта дизелей, разработанных в ЦНИДИ [8]. Кроме этого здесь применён метод профессора Н.В. Петровского, разработанный им для расчёта индикаторной мощности дизелей типа Д100 с противоположно движущимися поршнями [9]. При построении модели дизеля использованы также результаты расчётов и опытные исследования дизелей указанного типа, выполненные А.С. Эпштейном, а также А.Э. Симсоном и др. [10, 11]. Кроме этого, при построении данной модели привлечены результаты опытных исследований дизелей указанного типа, выполненные И.А. Ивановым [12, 13].
Модель исследована в работе [2]. Главная особенность модели состоит в том, что в её основу положены экспериментальные данные об изменении во времени т давления p(x) рабочих газов в цилиндрах
1 10,905 \ Тормозной режим
Обгонный режим
Расчетная точка Х2
-10,905 Расчетный режим
дизеля, работающего на различных стационарных режимах и на разных видах горючего, в том числе и с водотопливными эмульсиями [12]. Эти данные в виде развёрнутых индикаторных диаграмм, представленные как семейство кривых однопараметрической функции
Р = Р ^ Р, ], (1)
характеризуют обобщённые опытные зависимости давления р рабочих газов в цилиндрах дизеля от независимых переменных: угла ф поворота нижнего коленчатого вала и индикаторного давления р,.
Указанные экспериментальные данные в виде табличной функции (1) интерполировались сплайнами в математической среде MathCad 13 и в дальнейших расчётах использовались в качестве аналитической функции двух переменных. Поэтому используемая здесь динамическая модель дизеля является полуэмпирической.
Конструктивная особенность моделируемого двухтактного дизеля состоит в том, что он имеет два вала: верхний - ведомый и нижний - ведущий - и десять цилиндров (с диаметром 207 мм) с противоположно движущимися поршнями (рис. 2 ). Каждый из поршней с помощью кривошипно-шатунного механизма соединён с соответствующим коленчатым валом. Расчётная мощность дизеля, соответствующая частоте п = 750 об/мин (ю = 78,5 с-1) вращения вала двигателя, равна 1,14-Ш6 Вт [8 - 12].
2 5
n, об/мин
1 \ Эпытн даннь ые е
|\
1/
б
Рис. 2. Кинематическая схема дизель-генератора с гидромуфтой (без редуктора): 1 - нижний коленчатый вал; 2 -верхий коленчатый вал; 3 - вертикальная шестерёнчатая передача; 4 - антивибраторы; 5 - воздуходувка (объёмный нагнетатель); б - гидромуфта
Ниже приведены результаты численных экспериментов, выполненных в качестве исследования динамических режимов совместной работы дизеля с гидромуфтами как постоянного, так и переменного заполнения. Цель данных численных экспериментов состояла в том, чтобы показать адекватность моделей, построенных в [1 - 3].
Результаты натурных и численных экспериментов
Динамика запуска модели дизеля (с гидромуфтой и без неё) при «набросе» расчётной нагрузки и кратковременной перегрузки показана на рис. 3.
800 700 600 500 400
300 0 2 4 6 8 10 12 14 т, с Рис. 3. Характер динамики изменения во времени т частоты n вращения вала дизеля без гидромуфты и с гидромуфтой. Кривая 1 - натурный эксперимент без гидромуфты [11]; кривая 2 - численный эксперимент без гидромуфты; кривая 3 - численный эксперимент с гидромуфтой
В данной модели было принято, что двигатель глохнет при частоте n вращения вала двигателя, меньшей или равной n < 400 об/мин. На рис. 3 представлена картина изменения частоты n вращения вала дизеля при выходе его (при т = 0) с холостого хода при n < 400 об/мин на холостой ход при n < 750 об/мин (0 < т < 3с) с последующим «набро-
сом» расчётной нагрузки и перегрузки. «Наброс» расчётной нагрузки происходит в момент времени т = 3с. Импульсное воздействие перегрузки осуществляется в момент времени т = 6с. Здесь хорошо видно влияние инерционности гидромуфты на динамику запуска и переходных режимов работы дизеля: выход его на расчётный режим, воздействие нагрузки и перегрузки. Расчётный эксперимент показывает, что двигатель без гидромуфты выдерживает (не глохнет при перегрузке) перегрузку 1,6, действующую в течение 0,4 с. Двигатель с гидромуфтой выдерживает эту же перегрузку, но действующую уже в течение 1,8 с.
На рис. 4 показаны защитные свойства построенной модели гидромуфты. Здесь даны результаты расчётов динамики выхода на расчётный режим и действие перегрузки на дизель с редуктором и тяговой гидромуфтой, ограничивающей вращающий момент на валу двигателя. Нагрузка «набрасывается» при т = 3с, перегрузка - при т = 6с . На рис. 4 а показаны данные расчётов при перегрузке, равной 1,4; на рис. 4 б - при близкой перегрузке, равной 1,42.
Профессор Г. Феттингер в своём докладе в 1930 г. указал [7] на важное свойство гидромуфт уменьшать амплитуду крутильных колебаний, вызванных на одном из валов гидромуфты при «передаче» этих колебаний на другой вал этой гидромашины. Кроме этого, при определённых условиях гидромуфта «не пропускает» указанные колебания с одного вала на другой [7]. Экспериментальные исследования этих свойств гидромуфт проводили Я.Г. Пановко, В.Н. Прокофьев и др., теоретические исследования выполнялись Е. Кугелем и др. (см. список научных трудов, приведенный в работе [7]). Здесь были подтверждены факты, установленные Г. Феттингером.
4000
3000
2000
1000
S ■__
Пн \ К
пт
/
4000
3000
2000
1000
Пн \ \
пт
10 15 20 25 с
а
10 15 20 25 с
б
Рис. 4. Характер динамики изменения во времени г частоты п вращения валов насоса и турбины тяговой гидромуфты с дизелем. Кривая пн - частота вращения вала насоса; кривая пт - частота вращения вала турбины
Описанные ниже результаты моделирования динамики совместной работы теплоэнергетической установки с гидромеханической передачей позволяют выявить особенности отмеченных выше явлений на этапе совершенствования существующих конструкций машин, а также при создании их новых образцов.
Так, на рис. 5 и 6 представлены расчётные картины динамики крутильных колебаний вала двигателя (частота около 125 Гц) и вала турбины, вызванных как работой самого двигателя, так и изменениями (колебательного характера с частотой 5 Гц) внешней нагрузки. На рис. 5 для наглядности показан малый диапазон времени 0,4 с, на рис. 6 - те же явления, что и на рис. 5, но при большем диапазоне времени. Здесь видно, что «внешние» колебания нагрузки - с указанной малой частотой (по сравнению с частой собственных колебаний, вызванных работой дизеля) существенно изменяют характер крутильных колебаний вала турбины гидромуфты. Однако они при этом практически не оказывают влияния на крутильные колебания вала дизеля.
Мх103, Н-м
18
16 14 12 10
8
6
2
4,6
4,7
4,8
4,9
картины динамики крутильных колебаний вала турбины гидромуфты при изменении частоты колебаний вращающего момента внешней нагрузки. Мх103, Н-м 18
16
14
12
10
3,0
3,4
3,8
4,2
4,6
Рис. 5. Динамика крутильных колебаний: вала двигателя -кривая 1; вала турбины гидромуфты - кривая 2; гармонические колебания (с частотой 5 Гц) вращающего момента внешней нагрузки - кривая 3
Ниже показаны расчётные картины изменения характеристик дизеля и тяговой гидромуфты при изменении частоты колебаний внешней перегрузки: 5, 10, 50 и 125 Гц. Так, на рис. 7 представлено изменение
Рис. 6. Динамика крутильных колебаний: 1 - вала двигателя;
2 - вала турбины; 3 - внешней нагрузки
На рис. 7 показано, как на высокочастотные крутильные колебания вала турбины (около 125 Гц), вызванные работой дизеля, «накладываются» низкочастотные колебания вала внешней нагрузки (5, 10 и 50 Гц). На рис. 7 а отражена расчётная картина, соответствующая колебаниям вала внешней нагрузки, равным 5 Гц. На рис. 7 б - 10 Гц. На рис. 7 в - 50 Гц.
На рис. 7 в хорошо видно, как вал гидротурбины уже не реагирует на колебания внешней нагрузки, частота которых больше 50 Гц.
При частоте колебаний внешней нагрузки, равной 125 Гц, т.е. близкой к собственной частоте крутильных колебаний вала дизеля, возникают явления резонанса, которые определяют характер изменения всех параметров системы: теплоэнергетической установки и гидромеханической передачи, в том числе крутильных колебаний, относительного расхода рабочей жидкости и частоты вращения валов гидромуфты и дизеля. Так, на рис. 7 г показано, как вал турбины испытывает резонансные явления всей системы при частотах колебаний внешней нагрузки, равных 120 Гц, близких к частоте (около 120 Гц) собственных колебаний вала двигателя.
пн, пт, об/мин
ит, об/мин
0
5
0
5
8
6
т, с
1
3
т, с
МхЮ3, Н-м
Мх103, Н-м
20 15 10 5 0
-5
20 15 10 5 0
-5
Мх103, Н-м
_1_
2 3
а
4 т, с
20 15 10 5 0
-5
2 3
б
Мх103, Н-м
2 3
г
4 т, с
Рис. 7. Динамика крутильных колебаний вала турбины гидромуфты при разных частотах колебаний вращающего момента внешней нагрузки
Мх103, Н-м
Мх103, Н-м
20
15
10
3,0
3,5
4,0
4,5 т, с
3,0
3,5
4,0
4,5 т, с
Мх103, Н-м
3,0
3,5
4,0
4,5 т, с
Мх103, Н-м
20
15
10
3,0
3,5
4,0
4,5 т, с
в г
Рис. 8. Динамика крутильных колебаний при резонансных явлениях: 1 - вала двигателя; 2 - вала турбины гидромуфты. Числа в кружках указывают частоту колебаний внешней нагрузки
0
1
0
1
в
5
б
а
5
На рис. 8 хорошо видно, что вал дизеля в меньшей степени испытывает резонансные явления благодаря тому, что гидромуфта ослабляет влияние резонанса. Характер этого влияния указан стрелками на рис. 8 б.
Расчёты показывают (см. далее рис. 11), что резонансные явления наблюдаются в диапазоне 110 - 150 Гц.
В результате расчётов было установлено также, что явление уменьшения амплитуды колебаний при «передаче» их с одного вала гидромуфты на другой, наблюдаются не только для крутильных колебаний, но и для колебаний частоты вращения валов двигателя, насоса пн и турбины пт. Особенности этих явлений показаны на рисунках, представленных ниже. Так, на рис. 9 видно, что амплитуда колебаний частоты пт вращения вала турбины, вызванных работой дизеля, меньше, чем насоса (пн). Причём эти явления наблюдаются как при запуске дизеля без нагрузки, так и при нагрузке. п, об/мин 2000'
mm;
Пн /
пт
1 1 1
1950 1900 1850 1800 1750
11,6 11,7 11,8 11,9 т, с
Рис. 9. Картина уменьшения гидромуфтой амплитуды колебаний, вызванных работой дизеля: кривая пн - частота вращения вала насоса; кривая пт - частота вращения вала турбины
пх103, об/мин
4
3 —
/
2 ....-''
0 1 2 3 4 т, с 3 а
nxlO3, об/мин
1
2
/ (Г)
3
\
0
l
2
3
4
Колебания интенсивности внешней нагрузки, как показывают расчёты, при сравнительно малой их частоте (1 - 10 Гц), оказывают заметное влияние на частоту вращения вала насоса, турбины и вала самого дизеля (рис. 10). Для последнего - в меньшей степени (кривая 3 на рисунках). Однако при больших частотах это влияние уменьшается с ростом частоты колебаний (рис. 10 а-в). При частоте колебаний 50 Гц это влияние уже отсутствует (рис. 10 г).
Как было уже указано выше, резонансные явления наблюдаются не только для крутильных колебаний, но и для других характеристик исследуемой гидромеханической системы, в том числе - для частот вращения валов насоса и турбины, а также и для вала самого дизеля, хотя для последнего явление резонанса проявляется в меньшей степени (кривая 3). Особенности этих явлений (они отражены на рис. 11) наблюдаются в диапазоне частот 120-130 Гц. Здесь показано, что колебания с частотами 110 (рис. 11 а) и 150 Гц (рис. 11 г) не оказывают влияния на частоту вращения валов насоса, турбины и самого двигателя. Явление резонанса наблюдается при частоте 120 и 130 Гц (рис. 11 б, в)
Результаты исследования кратковременного воздействия перегрузки, равной 1,6 и действующей на вал турбины в течение 0,1 и 0,2 с, показаны на рис. 12, 13. Здесь видно, как гидромуфта защищает двигатель от кратковременных перегрузок. Так, рис. 12 отражает характер импульсного (действующего в течение 0,2 с) силового воздействия на вал турбины гидромуфты (рис. 12 а). На рис. 12 в показано, как реагируют на перегрузку крутильные колебания вала турбины гидромуфты и вал самого дизеля без редуктора.
пх103, об/мин
0 1 2 3 4 т. с б
nxlO3, об/мин
1
L._i____
0
1
2
3
4
в г
Рис. 10. Динамика колебательного характера частоты вращения валов насоса, турбины, а также вала двигателя, вызванных частотами (1, 2, 5, 50 Гц) колебаний интенсивности внешней нагрузки (учитывается редуктор). Кривая 1 - частота пн вращения вала насоса; 2- частота пт вращения вала турбины; 3 - частота пд вращения вала двигателя
2
3
l
l
2
3
т, с
т, с
п, об/мин
п, об/мин
3500 3000 2500 2000 1500
____________
/ ^ - - 3600 3500 3400
j
/ 1 Л-
/
/ 4 ©
0
2
п, об/мин
4 6
а
8 т, с
3500 3000 2500 2000 1500
1 2 7 ---
/ 3600 3500 3400
L- / 1 Л У
I ©
3500 3000 2500 2000 1500
I
3500 3000 2500 2000 1500
120
3600 3500 3400
/ lA У ff*
/ (по)
0 2 n, об/мин
4 6 б
8 т, с
_____________ ............
150 / 3600 3500 3400
/ i Лч
/ ^ (140)
0
2
4 6 в
8 т, с
0
2
4 6
г
8 т, с
Рис. 11. Динамика явлений, вызванных резонансными частотами колебаний вращающего момента внешней нагрузки, которые «отражаются» на частотах вращения валов насоса и турбины
Мх103, Н-м
п, об/мин
20 15 10 5
3500 3000 2500 2000
0
2
4 6
а
8 т, с
/ У
/
■>
Мх103, Н-м 3
20 15 10 5
0 2 n, об/мин
4 6 б
8 т, с
11)1
6,0
6,1
6,2
4 6
г
8 т, с
Рис. 12. Динамика явлений, связанных с кратковременными перегрузками
20 15 10 5 0
-5
М 103, Н-м
20 15 10 5 0 -5
Мх103, Н-м
0
2
4 6
а
8
0
2
8
4 6 б
Рис. 13. Динамика явлений, связанных с кратковременными перегрузками, действующими в течение 0,1 с (а) и 0,2 с (б)
1
2
0
2
т, с
в
На рис. 12 б виден характер влияния на эту перегрузку частоты вращения вала насоса (кривая 1) и турбины (кривая 2) гидромуфты с редуктором. Характер влияния на эту перегрузку частоты вращения вала двигателя представлен на рис. 12 г.
Выводы
Показана адекватность созданных в работах [1 - 3] моделей дизеля и гидромуфты их реальным свойствам, характерным для совместной работы в тяжёлых условиях эксплуатации. Модели вполне удовлетворительно описывают особенности работы дизеля с гидромуфтой, которая, действуя как инерционное звено, защищает двигатель от нерасчетных перегрузок, фильтруя высокочастотные крутильные колебания силовых валов и уменьшая действие резонанса.
На основе этих моделей разработан метод расчёта динамических характеристик дизеля с гидромуфтой, работающих в указанных условиях эксплуатации при воздействии различных перегрузок, в том числе ударного и колебательного характера. Показана эффективность метода при оценке и прогнозировании диапазона частот колебаний внешней нагрузки, вызывающих резонансные явления.
Метод может быть использован для приближённых оценок конструктивных параметров указанных машин и прогнозирования их динамических характеристик как на этапе совершенствования существующих теплоэнергетических установок с дизелем и гидродинамической передачей в виде гидромуфты, так и при проектировании новых образцов указанной техники.
Автор выражает глубокую признательность доктору технических наук, профессору В.С. Сизонову и доктору технических наук, доценту И.А. Иванову за
Поступила в редакцию
внимание к работе и замечания, высказанные ими по
существу выполненных исследований.
Литература
1. Озерский А.И. Модель гидромуфты с асинхронным электрическим двигателем // Изв. вузов. Сев-Кавк. регион. Техн. науки. 2011. № 5. С. 66 - 71.
2. Озерский А.И., Иванов И.А., Бабенков Ю.И Модель рабочего процесса дизеля на водотопливных эмульсиях. Изв. вузов. Сев-Кавк. регион. Техн. науки. 2011. № 6. С. 79 - 85.
3. Озерский А.И. Основы моделирования гидромуфт, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации // Изв. вузов. Сев-Кавк. регион. Техн. науки. 2012. № 1. С. 79 - 85.
4. Прокофьев В.Н. Гидравлические передачи колёсных и гусеничных машин. М., 1960.
5. Алексапольский Д.Я. Гидродинамические передачи. М., 1963.
6. Вольф М. Гидродинамические муфты и трансформаторы : пер. с нем. Берлин, 1962. М., 1967. С. 320.
7. Гавриленко Б.А., Семичастнов И.Ф. Гидродинамические муфты и трансформаторы. М., 1969. 392 с.
8. Ваншейдт В.А. Дизели : справочник. Л., 1964.
9. Петровский Н.В. Метод расчёта индикаторной мощности двигателя с противоположно движущимися поршнями. М.; Л., 1951.
10. Испытания тепловозных и судовых дизелей типа Д100 / А.Э. Симсон [и др.]. М., 1960.
11. Эпштейн А.С. Расчёт переходных процессов дизель-генератора с приводным нагнетателем // Вестн. машиностроения. 1966. № 8.
12. Иванов И.А. Стратегия снижения затрат на топливно-энергетические ресурсы магистральных тепловозов : дис. ... д-ра техн. наук. Самара, 2006.
13. Иванов И.А. Особенности тепловых расчётов двигателей при работе их на водотопливных эмульсиях (ВТЭ) // Изв. вузов. Сев-Кавк. регион. Техн. науки. 2009. № 3.
2 февраля 2011 г.
Озерский Анатолий Иванович - канд. техн. наук, доцент, заведующий кафедрой «Теплоэнергетика и прикладная гидромеханика», Донской государственный технический университет. Тел. 8 (863)258-91-72.
Ozerskiy Anatoliy Ivanovich - Candidate of Technical Sciences, assistant professor, head of department «Hydro-gasautomatik and Hydrodrive». Donskoy State Technical University Ph. 8 (863)258-91-72.
