CC BY
21
УДК 62-523.3
Работа гидромеханического привода вентилятора холодильной камеры тепловоза при изменении степени заполнения круга циркуляции гидромуфты
К. У. Муминов
Петербургский государственный университет путей сообщения Императора Александра I, Российская Федерация, 190031, Санкт-Петербург, Московский пр. 9
Для цитирования: Муминов К. У. Работа гидромеханического привода вентилятора холодильной камеры тепловоза при изменении степени заполнения круга циркуляции гидромуфты // Бюллетень результатов научных исследований. - 2019. - Вып. 4. - С. 38-52. 001: 10.20295/2223-9987-2019-4-38-52
Аннотация
Цель: Разработать математическую модель гидромеханической системы с гидромуфтой переменного наполнения. Уточнить уравнение баланса энергии этой системы. Оценить эффективность работы гидромеханического привода вентилятора холодильной камеры тепловоза при изменении степени заполнения круга циркуляции гидромуфты на основании использования мощности дизель-генераторной установки, приходящуюся на привод вентилятора холодильной камеры. Показать необходимость модернизации системы автоматического регулирования температуры воды и масла дизеля за счет сокращения диапазона регулирования этой температуры. Методы: Проведены расчеты зависимостей работы гидромеханического привода вентилятора с гидромуфтой переменного наполнения и их анализ. Результаты: Разработана и определена адекватность математической модели гидромеханической системы с гидромуфтой переменного наполнения. Выполнено уточнение баланса энергии такой системы. Указана необходимость совершенствования существующей системы автоматического регулирования температуры воды и масла дизеля на основании расчетных данных относительно работы гидромеханического привода. Обнаружено, что гидропривод вентилятора холодильной камеры тепловоза при изменении степени наполнения круга циркуляции гидромуфты не в полной мере использует мощность дизель-генераторной установки, приходящуюся на привод вентилятора холодильной камеры. Практическая значимость: Предложены рекомендации по совершенствованию системы автоматического регулирования температуры воды и масла дизеля, направленные на сокращение диапазона регулирования температуры.
Ключевые слова: Гидромуфта, гидропривод, переходный процесс, магистральный тепловоз, вспомогательное оборудование тепловоза.
Введение
Одним из необходимых условий обеспечения устойчивой работы дизель-генераторной установки с высоким коэффициентом полезного действия (КПД) является поддержание оптимальных с точки зрения теплового
баланса температур воды и масла дизеля. Как известно, для охлаждения воды и масла дизеля применяется вентилятор холодильной камеры. К распространенным приводам вентиляторов данного типа относится гидромеханический привод вентилятора с гидромуфтой (ГМ) переменного наполнения [1]. В нем для задания частоты вращения вентиляторного колеса используется изменение степени заполнения ГМ гидромеханического привода. При этом диапазон температур воды и масла систем дизеля, на котором происходит изменение с минимального на максимальное значение частоты вращения вентилятора холодильной камеры и как следствие степени наполнения ГМ, составляет 73-78 °С [2]. Стоит отметить, что степень наполнения ГМ значительно влияет на ее КПД [3] и КПД всего привода вентилятора в целом, а учитывая, что на привод вентилятора холодильной камеры тепловоза 2ТЭ10М на номинальной позиции контроллера машиниста затрачивается порядка 125 кВт, потери энергии при снижении КПД привода вентилятора могут оказаться существенными для энергетической эффективности локомотива в целом и перекрыть положительный эффект от плавного регулирования температуры теплоносителей.
В настоящей статье приведены результаты анализа эффективности использования ГМ переменного наполнения с точки зрения избыточных затрат энергии на данный тип привода.
1. Разработка математической модели, описывающей работу привода вентилятора с ГМ переменного наполнения
1.1. Основные допущения и расчетная схема привода вентилятора с ГМ переменного наполнения
Переходным процессом будем называть изменение угловой скорости выходного вала, моментов входного и выходного валов в зависимости от времени. Гидропривод вентилятора холодильной камеры тепловоза будем представлять с помощью гидромеханической системы, для которой будут приняты допущения, согласно особенностям работы ГМ переменного наполнения. Расчетная схема, описывающая работу ГМ переменного наполнения, представлена на рис. 1.
Работа гидромеханической системы (рис. 1) производится на основании струйной теории Эйлера. При этом ГМ разделяет гидромеханическую систему на две крутильные системы, связанные между собой гидродинамической связью [4].
Описание работы ГМ переменного наполнения сопровождается следующими допущениями и исходными данными:
1) моменты на входном и выходном валах включают в себя моменты дискового трения и моменты трения на валах;
2) насосное и турбинное колеса ГМ имеют радиальные лопатки;
3) коэффициент потерь на удар принят равным 1,0 для насосного и турбинного колес;
4) коэффициент потерь у, приходящийся на черпательную трубку ГМ, принимался равным 0,0022, принимая во внимание экспериментальные исследования [5];
5) момент нагрузки учитывает динамическую составляющую и изменяется пропорционально квадрату частоты вращения выходного вала;
6) значения момента и угловой скорости на входном валу соответствуют номинальному режиму работу дизеля;
7) угловая скорость входного вала постоянная;
8) в проверочном расчете ГМ имеет 100 %-ное наполнение;
9) изменение степени наполнения ГМ осуществляется на основании экспериментальных исследований, произведенных с подобной ГМ и одинаковым коэффициентом мощности [5].
Рис. 1. Расчетная схема гидромеханической системы с ГМ переменного наполнения
(объяснение в тексте)
1.2. Система дифференциальных уравнений привода вентилятора с ГМ переменного наполнения
На основании расчетной схемы, представленной на рис. 1, а также допущений и исходных данных, описанных в п. 1.1, составим систему дифференциальных уравнений гидромеханической системы
{Ж
= -Р'Я() Яи2 — ю2 ()
I I —
Н1 - Н2 - Н3 - к4 = 0,
2
-Я
11
Ж И
— ©2 () -Р '(^1 >
ж
Ж2
ж
2 ©2
—2
Жг
2 ©3
() - С2 (©4 ()- ©3 ()):
—
- Я
22
Ж И
а ©з ()1- р -(1о 2>
—2
ж
2 ©3
()
= Р ' Я Я122 ^ ©2 () —2
/4 —2 ©4 () + С2 (©4 ()- ©3 ())= -МС,
где /1, /2, /3, /4 - моменты инерции масс соответственно двигателя, насосного и турбинного колес с заполняющими их жидкостью и выходного вала;
©1 (), — ©1 (), ©IО - соответственно угол поворота, угловая скорость и ускорение входного вала, насосного, турбинного и выходного валов; Я (),—я ( - соответственно расход жидкости в круге циркуляции и его первая производная; Я - радиусы на выходе и входе в рассматриваемое колесо ГМ; С1, С2 - соответственно жесткости входного и выходного вала; Мв, МС - соответственно моменты на входном и выходном валу; Н1, Н2, Н3, к4 - напор насосного, турбинного колес, инерционный напор и гидравлические потери; 10., 10 - моменты инерции рабочей жидкости насосного и турбинного колес ГМ.
Приведем следующие формулы для напоров насосного, турбинного колес, инерционного напора и гидравлических потерь при расчете уравнения баланса энергии:
Н =
Ж ©2 Ж
8
Я12 •
Ж ©2 Ж
- Я
22
Ж ©3
ж
Л\
JJ
(г
+ ■
я(г)
ж ©
Чч
жг
• I
01
Н =
ж ©3
Жг
8
Я122 •
Ж ©2 Жг
- Я22 •
Ж ©,
\\
Ч Ж JJ
( ( Л Ж ©.
Я (О
чч ж2 J
• I
О
Н = к • я(±+• я(± 3 8 к 8 ^2
1 =Т ^ XI
К = 1
1=N 2 • 7
1 + ^
х1./
1 +
+ ■
Х^
1 =Т ?!
+Х
'1/
1=N 2 8
л
х 2 /
Х1У Х21 у
( d ю Л Х21 - Я • Х1 ( d 2 х/
dt dt
д(02 +
22
+
+
д($)
Хо
л
01ЕР
х.
21
X.
2Я/ ^
01ЕР
ч 2 ч 2
+
У
1 =Т
1=N Ч
а
-1
X :
ч 11 У
а
х1./
1 =Т
1 * 1 2
1=N J 28
2 8 2
д($)
X, ;
Ч 11 У
1 =Т 1=N
д(0
Ч У
1=Т 1 + 5 277 '
а -X •
Ч ^ 1 у
2 7
2
1 -
х1./
Х2 / У
д(0
X 2
Ч Х2 / У
+
д(0
ч Х2 / У
( d ю2
ч dt у
2
2 7
В этих уравнениях рх - угол выхода потока из лопастного колеса ГМ, р -
2 х^
угол входа потока из предыдущего колеса ГМ, / - индекс, обозначающий рас-
сматриваемое колесо (насосное, турбинное), *
1
_ 7Пг
8 • Я
- коэффициент сопро-
тивления межлопаточного канала, д - коэффициент потерь на удар, ф - коэф-
фициент сужения, ^ = 0,124 + 0,274
^ и ^
Ьр
г
Ч сР У
- коэффициент сопротивления,
ф^ - коэффициент сопротивления диффузора, Ь. - длина средней струйки
потока рассматриваемого колеса, ¥. - площадь проходного сечения канала лопастного колеса ГМ, х - номер колеса (1 - насос, 2 - турбина).
1.3. Методика решения системы дифференциальных уравнений привода вентилятора с ГМ переменного наполнения
Для корректного решения системы дифференциальных уравнений (1) выполним преобразования, учитывающие переход от углов поворота входного и выходного валов гидромеханической системы к углам скручивания [6]. В результате получим такую математическую модель:
d2
ю1 О )
dt2 p • q ( )
+ Ci • Ю (t ) + Ci • Ю О ) = +
Ii
I
2 Il
R
i2
d
dt
Ю
О )
- R
ii
d_
dt
Ю
]] f d2 (t ) P ^ ). V Ю2 (t )
I
+ ■
I
d2
dt
2 Ю2
(t )
Ci • (ю (t
I
-p • q (t )
R
i2
2
d dt
Ю
(t )
- R
ii
d dt
Ю
О)]] P •(IGl )•
d2 dt
Ю (t )
22
I
I
d ю2 dt
g
Rl2 •
f dю2 ] 2 f dю3 ] l f Л 2 ] d ю2 ]
V dt ] — R22 • , dt ] ] + q(t ) dt2 \ / • G ]
d ю3
dt g
Rl22 •
d Юо
dt
- R22 •
( dю
dt
2] а ю
q(t )
dt
• i
G
+b,. q(t)+. qt) + g Fl g F2
j=T ^
+E
Xj
J=N 2 • g
l + ctgß2 . l + ctgß'
xlj
F
xlj
+
x0
F
x2j
q(t )2 +
+
(2)
J=T Ç ;
+E
°lj
J=N 2g
R
x 2j ' q(t )
F
x
f d ю x2J — R • xi d ю 2 xj
dt dt
V / \ /
+
F
ctgß
x2j
x
J=T
+£ фс/
J=N 4
2
a — l
Jv_
2 g
2 Dj
q(t )
F
ctgß
xij
xij
22
+
F
xlj
j=T + £
J=N
2
a — X •
xij J 2 g
q(t )
F
x2j
+
a
1=T х, ■
+Е $, -г1
1=м ] 28
Ж2
д(!)
хи
Ж
2 Ю3
( )
С2 (ю4 ())
1=т 1
+ 5 2 • 8 ' Фж#
х21
дО)
х21
+ V
Ж ю2
ж
2 8
I,
р • д ()
д
12
Ж ж
ю.
()
- Д
22
Ж ж
ю.
\\ (ж2
() р •(1°2 ) ^ юз ()
Ж2
ж
2 ю4
( )
Л
+ С2 • Ю4 () + С2 • Ю4 ()
I
1Л
I
/ /
м.
р • д ()
д
12
Ж ж
ю.
()
д
22
ж
ж
\\ ж2
Ю3 () Р •(1°2 ) ^ Ю3 ()
I
I
I
где ), ю4(/) - углы скручивания входного и выходного валов; ю2(/), ю3(7 )-углы поворота входного и выходного валов.
Параметры, такие как угловое ускорение, производная расхода жидкости в круге циркуляции, упругие податливости входного и выходного валов, входящие в математическую модель (2), учитывают как переходные процессы, так и неустановившиеся режимы работы гидромеханической системы с ГМ переменного наполнения.
Проверочный расчет выполняется при номинальной мощности дизеля 10Д100 и 100 %-ном заполнении круга циркуляции ГМ гидропривода вентилятора холодильной камеры тепловоза 2ТЭ10М. В последующих расчетах в зависимости от температуры масла (воды) систем дизеля производится изменение степени заполнения ГМ. Изменение момента, мощности гидромеханической системы аппроксимируется с помощью экспоненциальных зависимостей [5-7], при этом момент меняется пропорционально квадрату угловой скорости выходного вала, мощность - пропорционально кубу угловой скорости выходного вала.
Математическую модель (2) решаем численным методом с помощью специализированного программного обеспечения.
2. Результаты моделирования работы гидропривода вентилятора холодильной камеры
2.1. Оценка адекватности математической модели гидромеханической системы
Для того чтобы оценить адекватность математической модели (2), были определены динамические характеристики ГМ, такие как расход жидкости в круге циркуляции, угловая скорость на входном и выходном валах.
Рис. 2. Изменение расхода жидкости в круге циркуляции
оо^рад/с 2 СЮ. 2 2(50- 1 259. а - 259.6 259.<1 259.2 - 259 25К.Н
-I-
0 1 2 3 4 5 $ 7 ?
Рис. 3. Изменение угловой скорости на входном валу ГМ
9 Г*е 10
О I 2 3 4 5 6 1 8 9 г. с 10
Рис. 4. Изменение угловой скорости на выходном валу ГМ
Результаты расчета (рис. 2-4) показывают работу ГМ в переходном процессе. При этом, как видно из рис. 3 и 4, при ? = 10 с ГМ входит в установившийся режим работы.
Последующие результаты расчета гидромеханической системы будут представлены для установившегося режима работы ГМ.
2.2. Анализ работы гидромеханической системы гидропривода вентилятора холодильной камеры тепловоза 2ТЭ10М в зависимости от степени заполнения круга циркуляции ГМ
Оценка качества работы ГМ переменного наполнения гидропривода вентилятора холодильной камеры производится с учетом изменения степени заполнения круга циркуляции, которая зависит от температуры воды и масла дизеля. В качестве допущения температура рабочей жидкости (масла) в расчете принимается постоянной и равной 80 °С. Предварительные расчеты показали, что изменение температуры практически не сказывается на характеристиках работы ГМ при изменении степени заполнения. Изменение степени наполнения ГМ аппроксимируется с помощью экспоненциальной функции, что было доказано в ходе экспериментальных исследований [7, 8]. Коэффициенты аппроксимации выбирались исходя из экспериментальных исследований, произведенных с подобной ГМ и одинаковым коэффициентом ее мощности [5].
Зависимости момента от передаточного отношения и КПД ГМ от угловой скорости выходного вала (рис. 5, 6) показывают, что с уменьшением сте-
О О Л 0.2 (КЗ 0.4 I 0.5 0.6 П. 7 0.« 0.9 Рис. 5. Зависимость момента от передаточного отношения и изменение степени
заполнения круга циркуляции ГМ
О 25 5(1 75 100 125 150 175 200 225 250
(и,, рад! с
Рис. 6. Зависимости КПД ГМ и мощности на выходном валу от угловой скорости
выходного вала
пени заполнения круга циркуляции ГМ величины момента и КПД снижаются. Это объясняется прежде всего увеличением потерь энергии, поскольку нарушается структура потока. Величина момента количества движения жидкости становится трудно определимой, так как разность радиусов, на которых насос и турбина обмениваются энергией, постоянно изменяется.
Исходя из типа нагрузки гидропривода вентилятора холодильной камеры, мощность, потребляемая вентилятором, пропорциональна угловой ско-
рости вала в третьей степени. На рис. 6 показано, как изменяется мощность, потребляемая гидроприводом вентилятора холодильной камеры тепловоза 2ТЭ10М, в зависимости от угловой скорости выходного вала при опорожнении круга циркуляции ГМ на номинальной мощности дизеля.
Из характеристики, представленной на рис. 6, видно, что при угловой скорости выходного вала ГМ от 75 до 100 рад/с мощность, потребляемая вентилятором, стремится к нулю, следовательно, никакого охлаждения практически не происходит. КПД ГМ в данном диапазоне угловых скоростей составляет 15-22 %, момент на выходном валу - 50-70 Нм, величина относительного заполнения ГМ - 15-18 %.
Как показывают экспериментальные исследования [9], при уменьшении числа оборотов выходного вала гидропривода более чем на 50 % по сравнению с входным валом путем изменения заполнения круга циркуляции ГМ угловая скорость на выходном валу имеет ярко выраженный колебательный характер, при этом работа гидропривода становится неустойчивой. Расчеты характеристик ГМ переменного наполнения гидропривода вентилятора холодильной камеры тепловоза 2ТЭ10М подтверждают выводы, сделанные в ходе проведения экспериментов на подобных ГМ с аналогичным видом нагрузки. Из рис. 5 видно, что интенсивное нарастание мощности происходит при передаточном отношении от 0,65 и выше, что соответствует КПД 0,45 и относительному заполнению круга циркуляции ГМ 0,34 %.
Система автоматического регулирования температуры воды и масла дизеля вступает в работу после достижения температуры воды или масла
73 °С. Далее в зависимости от роста температуры изменяется степень заполнения ГМ гидропривода вентилятора холодильной камеры. Как уже отмечалось, диапазон температур, в котором происходит регулирование степени заполнения ГМ, - 73-78 °С. Величина хода штока пневмоцилиндра, который отвечает за управление черпательными трубками, системы автоматического регулирования температуры воды и масла, составляет 5 мм [10]. Принимая это во внимание, можно заключить, что степень заполнения ГМ прямо пропорциональна ходу штока пневмоцилиндра, где 1 мм хода штока пневмоци-линдра отвечает 1/5 степени заполнения круга циркуляции ГМ. Учитывая результаты расчета, можно заключить, что существующая на данный момент система автоматического регулирования температуры воды и масла дизеля на тепловозах 2ТЭ10М требует усовершенствования, поскольку при температуре 73-74 °С в работе не участвует.
3. Выводы и рекомендации
Математическая модель (2), описывающая работу гидромеханической системы привода вентилятора холодильной камеры, разработана применительно к ГМ регулируемой степенью заполнения круга циркуляции. Данная модель, как следует из рис. 2-4, описывает переходные процессы, протекающие в ГМ переменного наполнения. Отличие представленной модели от существующих состоит в учете потерь энергии, приходящихся на черпа-тельную трубку. Моделирование работы привода вентилятора холодильной камеры, используя данную модель, позволяет определить значения мощности, момента, КПД в зависимости от степени заполнения круга циркуляции ГМ.
Расчетные зависимости, представленные на рис. 5-7, свидетельствуют о несовершенстве системы автоматического регулирования температуры воды и масла дизеля тепловоза 2 ТЭ10 М. Повысить качество работы системы предлагается за счет сокращения диапазона температуры регулирования, например с 75 до 78 °С.
Заключение
С помощью полученных результатов расчета удалось оценить работу гидропривода вентилятора холодильной камеры тепловоза 2ТЭ10М при изменении степени заполнения круга циркуляции ГМ, что подтверждается ранее сделанными экспериментальными исследованиями. Представленная математическая модель, учитывающая дополнительные категории гидравлических потерь, позволяет точнее описывать процесс работы ГМ переменного
наполнения. Расчет основных параметров работы гидропривода дает основания предложить модернизацию системы автоматического регулирования температуры воды и масла дизеля, которая сможет эффективнее использовать мощность дизеля, приходящуюся на привод вентилятора холодильной камеры.
Библиографический список
1. Кручек В. А. Гидравлические передачи мощности и гидропривод агрегатов локомотивов : учеб. пособие / В. А. Кручек, Д. Н. Курилкин, А. А. Воробьев. - СПб. : ПГУПС, 2007. - 20 с.
2. Тепловоз ТЭ10М. Руководство по эксплуатации. - М. : Транспорт, 1985. - 421 с.
3. Гавриленко Б. А. Гидравлический привод / Б. А. Гавриленко, В. А. Минин, С. Н. Рождественский. - М. : Машиностроение, 1968. - 502 с.
4. Осипов А. В. Работа гидротрансформатора гидропередачи промышленного локомотива в переходных процессах и неустановившихся режимах работы / А. В. Осипов, В. А. Кручек, Д. Н. Курилкин // Изв. Петерб. ун-та путей сообщения. - СПб. : ПГУПС, 2012. - Вып. 2. - С. 37-46.
5. Гавриленко Б. А. Гидродинамические муфты / Б. А. Гавриленко, В. А. Минин. -М. : ОБОРОНГИЗ, 1959. - 338 с.
6. Осипов А. В. Оценка качества процесса переключения гидротрансформаторов гидропередачи промышленного локомотива / А. В. Осипов, В. А. Кручек, Д. Н. Курилкин // Изв. Петерб. ун-та путей сообщения. - СПб. : ПГУПС, 2013. - Вып. 1. - С. 128139.
7. Юшко В. И. О переходных процессах в многоциркуляционных гидродинамических передачах тепловозов / В. И. Юшко, В. Г. Мицкевич // Труды МИИТ. - М. : Транспорт, 1967. - Вып. 243. - С. 135-141.
8. Кудрявицкий В. В. Работа гидротрансформатора при частичном наполнении / В. В. Кудрявицкий, В. Г. Мицкевич, В. И. Юшко // Транспортное машиностроение. - М. : НИИИНФОРМТЯЖМАШ, 1968. - Вып. 5-68-11. - С. 26-31.
9. ВУГИ. Выбор типа привода для угольных машин, работающих в различных условиях : краткий науч. отчет / руководитель работы В. М. Берман ; Министерство угольной промышленности СССР. - М. : Углетехиздат, 1957. - 32 с.
10. Филонов С. П. Тепловозы 2ТЭ10М, 3ТЭ10М : Устройство и работа / С. П. Филонов, А. Е. Зиборов, В. В. Ренкунас и др. - М. : Транспорт, 1986. - 288 с.
Дата поступления: 19.09.2019 Решение о публикации: 25.09.2019
Контактная информация:
МУМИНОВ Кодирбек Улугбекович - аспирант; muminovqu@gmail.com
Mechanical hydraulic fan drive operation of locomotive cooling chamber in case of change in fill factor of hydraulic coupling flow path
K. U. Muminov
Emperor Alexander I Petersburg State Transport University, 9, Moskovsky pr., Saint Petersburg, 190031, Russian Federation
For citation: Muminov K. U. Mechanical hydraulic fan drive operation of the locomotive cooling chamber in case of change in fill factor of hydraulic coupling flow path. Bulletin of research results, 2019, iss. 4, pp. 38-52. (In Russian) DOI: 10.20295/2223-9987-2019-4-38-52
Summary
Objective: To develop a simulation model of hydraulic mechanical system with variable fill hydraulic coupling. To specify the energy equation of the system in question. To assess operation efficiency of mechanical hydraulic fan drive of the locomotive cooling chamber in case of change in fill factor of hydraulic coupling flow path. The study is based on the use of diesel generator power applied for the cooling chamber fan drive. To show the necessity of modernization of automatic water and diesel oil temperature control system by means of reducing the range of water and diesel oil temperature regulation. Methods: Calculations on operation dependencies of hydraulic mechanical fan drive with hydraulic coupling and their analysis were carried out. Results: Simulation model adequacy of hydraulic mechanical system with alternate fill hydraulic coupling was developed and determined. The system's energy balance update was fulfilled. The necessity to improve the current automatic water and diesel oil temperature control system was pointed out on the basis of calculation data on hydraulic mechanical drive operation. It was discovered that the hydraulic fan drive of the locomotive cooling chamber fails to use the power of the diesel generator plant applied for the cooling chamber fan drive to the full extent in case of change in fill factor of hydraulic coupling flow path. Practical importance: Recommendations on improving the system of automatic water and diesel oil temperature control, aimed at the reduction of temperature regulation range were given.
Keywords: Hydraulic coupling, hydraulic actuator, transient process, mainline locomotive, locomotive supporting machinery.
References
1. Kruchek V. A., Kurilkin D. N. & Vorobyev A. A. Gidravlicheskiyeperedachy moshch-nosty i gidroprivod agregatov lokomotivov [Hydraulic power transmission and hydraulic actuator of locomotive units]. Uchebnoye posobiye [Teaching aid]. Saint Petersburg, PGUPS [Petersburg State Transport University] Publ., 2007, 20 p. (In Russian)
2. Teplovoz TE10M. Rukovodstvo po ekspluatatsii [Diesel locomotive TE10 М. Operations manual]. Moscow, Transport Publ., 1985, 421 p. (In Russian)
3. Gavrilenko B.A., Minin V.A. & Rozhdestvenskiy S. N. Gidravlicheskiy privod [Hydraulic gear]. Moscow, Mashinostroeniye Publ., 1968, 502 p. (In Russian)
4. Osipov A. V., Kruchek V. A. & Kurilkin D. N. Rabota gidrotransformatora gidropere-dachy promyshlennogo lokomotiva v perekhodnykh protsessakh i neustanovivshikhsya rezhi-makh raboty [Hydraulic transformer operation of the industrial locomotive hydraulic drive in transitive processes and unbalanced conditions]. Izvestiya Peterburgskogo universiteta putey soobshcheniya [Proceedings of Petersburg State Transport University]. Saint Petersburg, PGUPS [Petersburg State Transport University] Publ., 2012, iss. 2, pp. 37-46. (In Russian)
5. Gavrilenko B. A. & Minin V.A. Gidrodinamicheskiye mufty [Hydrodynamic coupling]. Moscow, OBORONGIZ Publ., 1959, 338 p. (In Russian)
6. Osipov A. V., Kruchek V. A. & Kurilkin D. N. Otsenka kachestva protsessa perek-lucheniya gidrotransformatorov gidroperedachy promyshlennogo lokomotiva [Quality assessment of the process of switching torque converters for the industrial locomotive hydraulic transmission]. Izvestiya Peterburgskogo universiteta putey soobshcheniya [Proceedings of Petersburg State Transport University]. Saint Petersburg, PGUPS [Petersburg State Transport University] Publ., 2013, iss. 1, pp. 128-139. (In Russian)
7. Yushko V. I. & Mitskevich V. G. O perekhodnykh protsessakh v mnogotsirkulyatsion-nykh gidrodinamicheskikh peredachakh teplovozov [On transitive processes in multi-circular hydrodynamic transmission of the locomotive]. Trudy MIIT[Proceedings of Russian University of Transport]. Moscow, Transport Publ., 1967, iss. 243, pp. 135-141. (In Russian)
8. Kudryavitskiy V. V., Mitskevich V. G. & Yushko V. I. Rabota gidrotransformatora pry chastichnom napolnenii [Torque converter operation with partial fill]. Trasportnoye mashino-stroeniye [Transport engineering]. Moscow, NIIINFORMTYAZHMASH [Research and development institute of information on power and transport engineering] Publ., 1968, iss. 5-68-11, p. 26-31. (In Russian)
9. VUGI. Vybor tipaprivoda dlya ugolnykh mashin, rabotayushchikh v razlichnykh us-loviyakh [VUGI All-Union Research and Scientific Coal Institute. The selection of the drive type for coal machines, functioning in different conditions]. Brief scientific report. Research Director V. M. Berman, Ministry of Coal Industry of the USSR. Moscow, Ugletekhizdat [State Scientific and Technical Publ. House of Literature on Coal Mining] Publ., 1957, 32 p. (In Russian)
10. Filonov S. P., Ziborov A. E., Renkunas V. V. et al. Teplovozy 2TE10M, 3TE10M: Us-troistvo i rabota [Locomotives 2 TE10 M, 3 TE10 M: Design and operation]. Moscow, Transport Publ., 1986, 288 p. (In Russian)
Received: September 19, 2019 Accepted: September 25, 2019
Author's information:
Kodirbek U. MUMINOV - Postgraduate Student; muminovqu@gmail.com
