ОПТИМИЗАЦИЯ ПОДБОРА И РЕГУЛИРОВКИ ГИДРОТАРАНА НА МАКСИМАЛЬНУЮ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Статья поступила в редакцию 01.04.14. Ред. рег. № 1969

The article has entered in publishing office 01.04.14. Ed. reg. No. 1969

УДК 621.227

ОПТИМИЗАЦИЯ ПОДБОРА И РЕГУЛИРОВКИ ГИДРОТАРАНА НА МАКСИМАЛЬНУЮ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ

В. В. Бакунин

Челябинская государственная агроинженерная академия

454080 Челябинск, пр. Ленина, д. 75 Тел./факс: +7 (351) 266-65-30, e-mail: girina2002@mail.ru

Заключение совета рецензентов: 05.04.14 Заключение совета экспертов: 09.04.14 Принято к публикации: 13.04.14

В статье приводится систематизация факторов, влияюшдх на производительность гидротарана, аналитическая зависимость производительности гидротарана от параметров гидротаранной установки, схема экспериментальной установки, методика и результаты экспериментов по определению максимальной производительности гидротарана и коэффициентов гидравлического сопротивления питательной трубы и узла ударного клапана. На основании обработки результатов эксперимента делается вывод о правомочности применения аналитической зависимости производительности гидротарана для подбора, проектирования и создания новых конструкций гидротарана. В заключении приводится расчетная таблица параметров гидротарана для получения максимальной производительности и мошности.

Ключевые слова: гидравлический таран, гидравлический удар, гидроэнергетика, насос, водоподъемное устройство, альтернативная энергетика, экология.

OPTIMIZATION OF SELECTION AND ADJUSTMENT OF HYDRAULIC RAM

FOR MAXIMUM PRODUCTIVITY

V.V. Bakunin

Chelyabinsk State Academy of Agro Engineering 75 Lenin str., Chelyabinsk, 454080, Russia Tel./fax: +7 (351) 266-65-30, e-mail: girina2002@mail.ru

Referred: 05.04.14 Expertise: 09.04.14 Accepted: 13.04.14

The article provides a systematization of the factors affecting the hydraulic ram productivity, analytic dependence of the hydraulic ram productivity from hydraulic ram installation parameters, diagram of the experimental installation, methodology and results of experiments to determine the maximum productivity of the hydraulic ram and coefficients of hydraulic resistance of the supply tube and the shock valve node. Based on the processing of the experimental results it is concluded eligibility application of analytical dependence of hydraulic ram productivity for selection, designing and creating new hydraulic ram constructions. In conclusion, the calculation table of the hydraulic ram parameters for maximum productivity and power is provided.

Key words: ram pump, hydraulic shock, hydro energy, pump, water pumping device, alternative energy, ecology.

Вадим Васильевич Бакунин

Сведения об авторе: старший преподаватель кафедры «Тепловодогазоснабжение сельского хозяйства» Челябинской гос. агроинженерной академии.

Образование: факультет «Энергомашиностроение» Московского гос. технического университета им. Н.Э. Баумана, специальность «Гидравлические машины, гидропневмопривод и гидропневмоавтоматика».

Область научных интересов: гидравлический удар, гидравлический таран, гидротурбины, резонанс, двигатели на возобновляемых источниках энергии.

Публикации: 9.

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 05 (145) 2014

© Scientific Technical Centre «TATA», 2014

Введение

Одним из дешевых способов использования гидромеханической энергии самого потока воды для ее подачи потребителю является гидравлический таран - насос-преобразователь напора, принцип работы которого основан на периодически повторяющемся гидравлическом ударе в автоматическом режиме.

Простота изготовления, автоматизм работы, использование в качестве приводной энергии лишь напора, образованного даже небольшими перепадами уровней воды, привлекают к нему внимание уже более двух столетий со времен его изобретения в 1796 г. французами Монгольфье и Арганом. После физико-математического описания явления гидроудара русским профессором Н.Е. Жуковским и применения теории гидроудара к описанию работы гидротарана русскими, советскими учеными и инженерами теория его работы к середине XX века практически была разработана и получила стройное описание, например в [1]. Тем не менее, на взгляд автора, существует как минимум три неудобства использования методики расчета производительности гидротарана по [1]:

- необходимость промежуточных вычислений и использование таблиц;

- зависимость производительности от экспериментально определяемого значения коэффициента сопротивления ударного клапана;

- в качестве нагрузки на ударный клапан рассматривается только сила тяжести ударного клапана, в то время как различие конструкций ударного клапана гидротарана приводит к различному расчету нагрузки на ударный клапан.

Кроме того, приведение методики расчета производительности гидротарана к чисто аналитическому расчету позволяет определять максимум функции производительности от параметров гидротаранной установки, что существенно повышает эффективность подбора и создания гидротаранов новой и оптимальной конструкции.

Таким образом, автором была поставлена задача расширить методику, изложенную в [1], путем разрешения приведенных выше недостатков, как результат получить аналитическую зависимость производительности от параметров гидротаранной установки и, исследуя полученную зависимость на максимум, получить в табличном или графическом виде удобную к использованию методику подбора гидротарана.

Теоретические исследования

В результате анализа [1] и [2] факторы, влияющие на производительность гидротарана, могут быть организованы в блок-схему, представленную на рис. 1.

Рис. 1. Факторы, влияющие на производительность гидротарана Fig. 1. Factors affecting on productivity of hydraulic ram

Международный научный журнал «Альтернативная энергетика и экология» № 05 (145) 2014 © Научно-технический центр «TATA», 2014

При исследовании методики, изложенной в [1] и [2], было выявлено, что ряд факторов, таких как длина питательной трубы, объем воздушного колпака, нагнетательный клапан, определяют стабильность работы тарана и требуют некоторого минимума значений, при которых гидротаран работает в эффективном режиме. Так, минимум длины питательной трубы обеспечивает прямой гидравлический удар, а минимальный объем воздушного колпака - стабиль-

ность работы. Также надо заметить, что такой фактор, как длина питательной трубы, входит опосредованно в определение величины производительности при расчете коэффициента сопротивления питательной трубы.

В результате математических выводов по методике, изложенной в [1], была получена единая формула для производительности, но ввиду громоздкости в данной статье она разбита на три выражения:

q = ю

2 gH

1 + Скл +Zp

v;

(i)

v = -

m 1 +Скл +Z PmH Скл ^-(1 +Z кл +Стр) gH Г h -c Г H 1 , m 1 +Стр Y P»H Скл )_ 2

h i + m 1 +Стр 2arth m 1+ СКЛ +Стр )+6 fj 1 + Скл +Стр +м m 1 + Скл +Стр

_ H pmH Скл _ P®H Скл 2gH P®H Скл

c =

+ (dK/8E)

(2)

(3)

- с -

"✓/ЦС" чг

где q - производительность (выходной расход) гидротарана; ю - площадь поперечного сечения питательной трубы; g - ускорение свободного падения; Н - напор питательного резервуара-плотины (высота падения воды в гидротаран); р - плотность жидкости (воды); Скл - коэффициент местного гидравлического сопротивления узла ударного клапана; ^р - коэффициент гидравлического сопротивления питательной трубы; у - коэффициент расхода; к - напор на выходе из гидротарана; т - приводная масса ударного клапана; с - скорость распространения ударной волны в питательной трубе; с0 - скорость распространения звуковой волны в жидкости (скорость звука в жидкости); ё/5 - отношение диаметра питательной трубы ё к толщине стенки трубы 5; К - модуль упругости жидкости (воды); Е - модуль упругости материала питательной трубы.

Коэффициент сопротивления питательной трубы диаметром ё зависит от материала трубы и режима движения жидкости и определяется по известным гидравлическим зависимостям [3]:

С, = »■ 1t

(4)

где L - длина питательной трубы;

^ Zi - сумма всех

п местных гидравлических сопротивлений на пути движения жидкости от питательного бассейна до узла ударного клапана (вход в трубу, задвижки, повороты и т.д.); X - коэффициент трения по длине питательной трубы, для турбулентного режима, харак-

терного для работы гидротарана, может быть определен по формуле А. Д. Альтшуля [3]:

Х = 0,11 (А/ d ))

(5)

где Д - эквивалентная шероховатость внутренних стенок питательной трубы.

Общая методика определения коэффициента сопротивления ударного клапана основана на принципе суперпозиции каждого участка местного сопротивления узла ударного клапана и изложена автором в [4]. Общая формула определения этого коэффициента:

Скл = С0 +С( У):

(6)

где ^о - постоянная составляющая, не зависящая от регулировки хода клапана; £(у) - составляющая, зависящая от регулировки хода ударного клапана у.

Заметим, что методика [4] была изложена на примере конструкции ударного клапана гидротарана ТГ1, но может быть применена для любой конструкции ударного клапана с учетом приведения изменяемого параметра ударного клапана к ходу клапана у. Например, изменяемым фактором для ударных клапанов у гидротаранов АНГ-50 или УИЖ-К-100 в [1] является угол наклона захлопки. Пользуясь методикой [4] и используя хорошо исследованные элементы гидравлического сопротивления, например, в литературе [3], составляющие данный клапан, приходим к (6).

Таким образом, сводя зависимости (1)-(6) в единую формулу производительности гидротарана, записываем (ввиду громоздкости) в общем виде:

э о т

з CL

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 05 (145) 2014

© Scientific Technical Centre «TATA», 2014

c

0

Ч = / (Н, А, т, у, а, с^, Е, К, 8, р, с0, я). (7)

Отметим, что уже созданная для данных условий потребителя таранная установка легко поддается регулированию только двумя параметрами - массой т и ходом ударного клапана у (рис. 1). Для подтверждения данной формулы автором летом 2013 года были проведены серии экспериментов.

Методика эксперимента

Для экспериментов по чертежам автора был изготовлен гидротаран по типу конструкции гидротарана ТГ1 [1] с входным размером для трубы 50 мм.

Рис. 2. Схема экспериментальной установки Fig. 2. The scheme of experimental plant

Для натурных экспериментов использовалась схема, представленная на рис. 2. В качестве источника напора для тарана использовался изготовленный бак 8 с площадью поверхности 1,75x1,75 м и высотой 1,3 м, т.е. объем бака 4 м3. Напор воды Н = 3,19 м относительно сечения выхода воды из ударного клапана 11 поддерживался в каждом опыте. Напор Н измерялся как разница между верхним краем бака 8 и уровнем сечения на выходе воды из ударного кла-

пана Нкр за вычетом расстояния Акр между верхним краем бака 3 и кромкой воды в нем. Для этого от верхней кромки бака вниз были нанесены отметки расстояний.

Были проведены серии опытов с двумя длинами питательной трубы 3: Ь = 6 м и Ь = 11,8 м.

Использовалась полиэтиленовая питательная труба ПНД (низкого давления) с внутренним диаметром 49 мм и внешним диаметром 62 мм. Отличием полиэтилена от стали является низкий модуль упругости, что приводит к возникновению меньшего ударного давления при гидроударе и, соответственно, меньшей производительности гидротарана. Но в нашем случае целью было не получение максимальной производительности гидротарана вообще, а определение ее в зависимости от регулировки ударного клапана для любого типа установки. Описание эксперимента смотрим по схеме рис. 2. Регулируемыми параметрами уже установленного гидротарана являются величина хода 13 и масса штока с нагрузочными шайбами ударного клапана 15 (рис. 2). Масса ударного клапана регулировалась нагрузочными шайбами 15. Использовалось 8 различных масс клапана. Величина хода клапана регулировалась гайкой 13. Испытания проводились на трех регулировках хода - 7, 12 и 16,5 мм. Выходное давление (нагрузка тарана) в каждом опыте устанавливалось постоянным 1,5 кгс/см2 и соответствовало 15 м водного столба напора. То есть увеличение напора по сравнению с входным напором составляло 4,7 раза. Нагрузка устанавливалась шаровым краном 1 и фиксировалась манометром 12. Производительность гидротарана (расход ч на рис. 2) определялась объемным способом - замером времени заполнения мерной емкости. Результаты экспериментов с длинной питательной трубой представлены в табл. 1.

Производительность гидротарана с полиэтиленовой трубой диаметром 49 мм The productivity of hydraulic ram with polyethylene pipe of 49 mm diameter

Таблица 1 Table 1

№ m, кг Ход клапана y, мм

7 12 16,5

t, с q, л/мин K, уд/мин t, с q, л/мин K, уд/мин t, с q, л/мин K, уд/мин

1 0,29 130 2,3 140 69 4,3 80 32,5 9,2 70

2 0,715 50,1 6 88 31 9,7 56 28,5 10,5 44

3 1,142 44,7 6,7 74 30 10 42 37,8 7,9 25

4 1,567 37,8 7,9 66 37 8,1 34 НЕ РАБОТАЕТ - сила потока не может преодолеть нагрузку клапана

5 1,993 36,35 8,3 58 НЕ РАБОТАЕТ - сила потока не может преодолеть нагрузку клапана

6 2,418 36,5 8,2 52

7 2,844 38,7 7,75 50

8 3,269 41,7 7,19 48

*

Длина питательной трубы L = 11,8 м

Международный научный журнал «Альтернативная энергетика и экология» № 05 (145) 2014 © Научно-технический центр «TATA», 2014

Н = 3,19 м - напор на входе в гидротаран; p = 1,5 кгс/см2 = 147100 Па - давление на выходе из тарана (h = p/pg = 15 м - напор на выходе из тарана); kH = h/H = 4,7 - коэффициент преобразования напора; V = 5 л - объем измерительной емкости; t -время заполнения измерительной емкости, с; q = = 60 V/t - производительность (расход на выходе гидротарана), л/мин; K - частота ударов клапана, уд/мин.

Экспериментальное определение коэффициента сопротивления питательной трубы проводилось при отсоединенном гидротаране. Для нестационарного процесса (опорожнение резервуара) коэффициент сопротивления питательной трубы

í

Z тр

А2

2S ((-4HZ)

-1,

(8)

где t - время истечения воды при опорожнении бака от отметки с напором Ннач до Нкон; w = nd2/4 -площадь поперечного сечения питательной трубы диаметром d; S = a-a - площадь поверхности воды в баке. Среднее время истечения составило 24,9 с.

Экспериментальное определение коэффициентов сопротивления ударного клапана на разных настройках величины хода клапана происходило на присоединенном гидротаране при закрытом нагнетательном клапане 9 (рис. 2) и зафиксированном ударном клапане 11 на величину y. Для случая опорожнения резервуара (нестационарный процесс):

í

Zc Скл + Стр

Л2

2S ((-NHT )

-1,

(9)

где Zip - гидравлический коэффициент сопротивления питательной трубы, определенный по (8).

Таблица 2

Коэффициенты сопротивления клапана и питательной трубы

Table 2

Resistance coefficients of the valve and supply pipe

Параметр Регулировка ударного клапана y, мм

4 7 12 16,5 24

Время истечения t, с 68 48 40,6 38,7 37,1

Z = Скл + Стр по (9) 42 20,4 14,3 12,9 11,8

Стр по (8) 4,9

Скл =Сс - Стр 37,1 15,5 9,4 8 6,9

Средний расход Q = V/t, л/с 1,48 2,43 3,77 3,96 4,13

Число Рейнольдса Re = 4Q /ndu 4-104 6-104 1105 1,03105 1,07105

Результаты испытаний по определению коэффициентов гидравлических сопротивлений питательной трубы и ударного клапана представлены в табл. 2.

Обработка результатов эксперимента

Испытания показали, что максимальная производительность гидротарана с короткой трубой в среднем процентов на 25 меньше, чем на длинной, что связано с непрямым гидроударом в короткой питательной трубе. Поскольку в данной работе рассматривается методика расчета гидротарана с прямым гидроударом, то дальнейшую обработку результатов эксперимента проведем для случая работы гидротарана с длинной питательной трубой.

Теоретическое значение коэффициента сопротивления узла ударного клапана, подсчитанного по методике автора в [4], и опытные данные из табл. 2 представлены на рис. 3 и показывают состоятельность теоретического расчета по (6). Кроме того, в [2] на с. 64 приведены данные испытаний гидравлического сопротивления клапанов подобных гидротаранов. Результаты сходны.

Коэффициент местного сопротивления 50 г

30

10

■ ••• эксп. _теор.

: *

и 5 15 25

Положение (ход) клапана у, мм

Рис. 3. Коэффициент гидравлического сопротивления

ударного клапана Fig. 3. Hydraulic resistance coefficient of percussive valve

Результаты теоретического расчета производительности гидротарана по (7) и опытных данных представлены на рис. 4.

Теоретико-экспериментальная кривая на рис. 4 -кривая, полученная по (7), со значениями коэффициентов сопротивления клапана и питательной трубы, полученных экспериментально (из табл. 2). Теоретическая кривая получена также по (7), а коэффициенты сопротивления клапана (рис. 3) и трубы - также теоретически по (6) и (4) соответственно.

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 05 (145) 2014

© Scientific Technical Centre «TATA», 2014

q, л/мин 9

ход клапана у - 7 мм

i

J * Ш" ■>-2- * — J

J*

/ jl J."'

/ 1 ♦ V

/ % \

/ 1 \

\

* \

3 4

т. кг

ЭКСП.

♦♦♦ теор-: ■■■ теор.

q. л/мин

11

ход клапана у =12 мм

f \ Г"'

f _ А

!

j

i : 1

J t.

Ш • г * *

1

V

3 т, кг 4

ЭКСП.

теор-; теор.

q. л/мин 11

ход клапана у = 16,5 мм

[Л. 1 i * Г--1

л л i- ' 1

: ч ♦

л / ' ■

А

t \

t -

.Л : ¡1 ь л. ... л. -л-

3 4

т, кг

эксп. теор-: теор.

Заметим, что максимум производительности в эксперименте и теории четко совпадает, но существует смещение по массе. Это связано с тем, что нагрузка на клапан определяется не просто весом клапана, а дополнительной нагрузкой, связанной с преодолением силой водного потока возможного перекоса клапана и силы трения покоя и скольжения штока клапана о втулку. Таким образом, в расчетную формулу (2) или (7) производительности надо ставить не массу клапана т как таковую, а приведенную массу клапана.

Заключение

Таким образом, правомерность использования теоретической зависимости производительности по (7) с использованием теоретической зависимости коэффициента сопротивления ударного клапана (6) по методике [4] была доказана экспериментально. Это открыло перспективу использования методики расчета гидротарана на новом уровне.

Во-первых, было получено, что для различных входных значений гидротаранной установки (входной и выходной напоры, диаметр питательной трубы) стало возможным находить такие значения приведенной массы и хода клапана, чтобы функция производительности (7) приобретала максимальное значение. Примером такой методики служит табл. 3, в которой представлены параметры гидротаранной установки и оптимальные регулировки ударного клапана для таранов конструкции типа ТГ1 со стальной питательной трубой. Ранее регулируемые параметры подбирались экспериментально.

Во-вторых, анализ максимума функции (7) выводит на новый уровень проектирования автоматизированных гидротаранов, поддерживающих максимум производительности при переменном входном напоре [5].

В-третьих, выражения (7) и (6) позволяют их применять для расчета и выбора гидротаранов любой конструкции. Необходимо только правильно рассчитать приведенную массу нагрузки и ход клапана. Это позволит теоретически разрабатывать оптимальные конструкции гидравлических таранов.

Рис. 4. Значение производительности гидротарана с питательной трубой из полиэтилена диаметром 49 мм при разных регулировках хода и массы клапана Fig. 4. Productivity value of hydraulic ram with supply polyethylene pipe diameter of 49 mm at different stroke and mass of the valve adjustments

Международный научный журнал «Альтернативная энергетика и экология» № 05 (145) 2014 © Научно-технический центр «TATA», 2014

Таблица 3

Подбор гидротарана типа ТГ1 со стальной питательной трубой

Table 3

Hydraulic ram selection of TG1 type with steel supply pipe

Напор на входе, м Типоразмер гидротарана (диаметр питательной трубы, мм) Напор на выходе h (давление, атм)

5 (0,5) 10 (1) 20 (2) 30 (3)

q, л/мин N, Вт q, л/мин N, Вт q, л/мин N, Вт q, л/мин N, Вт

1 50 (у = 14 мм; L = 13,3 м) m = 0,55 кг; Q = 61 л/мин m = 0,56 кг; Q = 61 л/мин m = 0,56 кг; Q = 62 л/мин m = 0,58 кг; Q = 63,4 л/мин

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

100 (у = 31,5 мм; L = 25,6 м) m = 2,3 кг; Q = 259 л/мин m = 2,3 кг; Q = 262 л/мин m = 2,4 кг; Q = 266 л/мин m = 2,4 кг; Q = 270 л/мин

32,5 26,6 16,3 26,6 8 26,2 5,2 25

300 (у = 104 мм; L = 75 м) m = 23,3 кг; Q = 2515 л/мин m = 23,2 кг; Q = 2536 л/мин m = 23,4 кг; Q = 2566 л/мин m = 23,9 кг; Q = 2604 л/мин

316 258 158 258 78 255 51 248

2 50 (у = 14 мм; L = 9,4 м) m = 1,3 кг; Q = 92 л/мин m = 1,3 кг; Q = 93,1 л/мин m = 1,3 кг; Q = 94 л/мин m = 1,33 кг; Q = 95 л/мин

23,2 19 11,6 19 5,8 19 3,8 18,7

100 (у = 31,5 мм; L = 18,1 м) m = 5,5 кг; Q = 391 л/мин m = 5,5 кг; Q = 395 л/мин m = 5,5 кг; Q = 399 л/мин m = 5,5 кг; Q = 402 л/мин

99,1 81 49,5 81 24,6 80,5 16,2 79,5

300 (у = 104 мм; L = 53 м) m = 53,7 кг; Q = 3755 л/мин m = 53 кг; Q = 3789 л/мин m = 52,9 кг; Q = 3817 л/мин m = 53,2 кг; Q = 3844 л/мин

957 782 476 779 236 773 156 764

5 50 (у = 14 мм; L = 6 м) m = 4 кг; Q = 158 л/мин m = 4 кг; Q = 159 л/мин m = 4 кг; Q = 160 л/мин

51 83 25 81,5 16,5 81

100 (у = 31,5 мм; L = 11,4 м) m = 16,3 кг; Q = 666 л/мин m = 16 кг; Q = 670 л/мин m = 16 кг; Q = 673 л/мин

214 350 105 344 70 342

300 (у = 104 мм; L = 33 м) m = 155 кг; Q = 6319 л/мин m = 151кг; Q = 6343 л/мин m = 150 кг; Q = 6361 л/мин

2041 3336 1000 3270 660 3239

10 50 (у = 14 мм; L = 11 м) m = 6,4 кг; Q = 197 л/мин m = 6,4 кг; Q = 199 л/мин

62 202 41 202

100 (у = 31,5 мм; L = 11 м) m = 33,3 кг; Q = 944 л/мин m = 32,9 кг; Q = 948 л/мин;

303 990 199 977

300 (у = 104 мм; L = 24 м) m = 334,5 кг; Q = 9243 л/мин m = 328 кг; Q =9239 л/мин

2995 9795 1957 9598

В таблице: д - производительность гидротарана; N - мощность (потока) гидротарана на выходе; Q - подача (расход) воды на входе гидротарана; т - приведенная масса нагрузки ударного клапана; у - ход ударного клапана гидротарана; Ь - длина питательной трубы гидротарана.

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 05 (145) 2014

© Scientific Technical Centre «TATA», 2014

Список литературы

1. Овсепян В.М. Гидравлический таран и таранные установки. М.: Машиностроение, 1968.

2. Чистопольский С. Д. Гидравлические тараны. М.-Л., 1936.

3. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М: Машиностроение, 1992.

4. Бакунин В.В. Расчет узла ударного клапана гидротарана // Вестник Челябинского гос. агроинже-нерного университета. Изд-во ЧГАУ. 1996. Т. 16. С. 103-110.

5. Бакунин В.В. Повышение эффективности гидротаранной установки путем автоматизации ее конструкции. 65-я научная конф. «Наука ЮУрГУ» энергетический факультет, апрель 2013, г. Челябинск. С. 162-165.

References

1. Ovsepan V.M. Gidravliceskij taran i tarannye ustanovki. M.: Masinostroenie, 1968.

2. Cistopol'skij S.D. Gidravliceskie tarany. M.-L., 1936.

3. Idel'cik I.E. Spravocnik po gidravliceskim soprotivleniam. M: Masinostroenie, 1992.

4. Bakunin V.V. Rascet uzla udarnogo klapana gidrotarana // Vestnik Celabinskogo gos. Agroinzener-nogo universiteta. Izd-vo CGAU. 1996. T. 16. S. 103110.

5. Bakunin V.V. Povysenie effektivnosti gidro-tarannoj ustanovki putem avtomatizacii ee konstrukcii. 65-a naucnaa konf. «Nauka UUrGU» energeticeskij fakul'tet, aprel' 2013, g. Celabinsk. S. 162-165.

Транслитерация по ISO 9:1995

— TATA —

oo

Международный научный журнал «Альтернативная энергетика и экология» № 05 (145) 2014 © Научно-технический центр «TATA», 2014