автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Повышение эффективности тракторного дизеля путем использования силовой газовой турбины

На правах рукописи

00461882^

Дивинский Евгений Аркадьевич

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТРАКТОРНОГО ДИЗЕЛЯ ПУТЁМ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СИЛОВОЙ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ

05.04.02 - Тепловые двигатели

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

2 3 ДЕН 2010

Волгоград - 2010

004618822

Работа выполнена в Волгоградском филиале ООО «Головное специализированное кон структорское бюро по гусеничным и колёсным машинам»

Научный руководитель

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Васильев Александр Викторович.

доктор технических наук, доцент Гребенников Александр Сергеевич.

кандидат технических наук Капыш Владимир Васильевич.

Ведущая организация ОАО «ПО Алтайский моторный завод».

Защита состоится «24» декабря 2010 г. в /¿часов на заседании диссертацион ного совета Д 212.028.03 при Волгоградском государственном техническом университете по адресу: 400131, г. Волгоград, проспект Ленина, 28.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государственного технического университета.

Автореферат разослан «Д^» ноября 2010 г.

Учёный секретарь диссертационного совета

С ^

Ожогин В.А.

СПИСОК ОСНОВНЫХ СОКРАЩЕНИЙ

ДВС - двигатель внутреннего сгорания, КПД - коэффициент полезного действия, ПКВ - поворот коленчатого вала, СТ - силовая турбина, ТК - турбокомпрессор.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В связи с неизменной потребностью экономии органического топлива весьма актуальна проблема создания различных комбинированных двигателей, позволяющих наиболее полно использовать энергию выхлопных газов, потери с которой у дизелей с турбонаддувом составляют до 40%. Одной из разновидностей таких ДВС являются двигатели с СТ. Крутящий момент, создаваемый на валу СТ, может быть передан на коленчатый вал двигателя или на привод его агрегатов, например, вентилятор системы охлаждения. Турбинный привод вентилятора дизелей воздушного охлаждения наиболее целесообразен, так как на него расходуется 7... 10% мощности двигателя. При этом номинальная частота вращения вентилятора выше частоты вращения коленчатого вала в 2...2,5 раза, что создает хорошие предпосылки для создания комбинированного двигателя с приводом вентилятора от СТ через редуктор, имеющий значительно меньшие габариты, чем в случае передачи мощности СТ на коленчатый вал.

Вопросы выбора размеров турбины агрегата наддува и СТ (в частности их проходных сечений), а также рациональных конструктивных и регулировочных параметров дизеля (например, фаз газораспределения) в условиях повышенного противодавления на выпуске, создаваемого при установке СТ, изучены недостаточно. Следует также отметить, что недостаточно изучены вопросы эффективности использования СТ на частичных режимах.

Для определения преимуществ по топливной экономичности и эффективной мощности, получаемых при установке СТ, целесообразно использование математического моделирования. Это позволяет с минимальными затратами времени и средств выбирать оптимальные значения конструктивных параметров и характеристик двигателя и СТ при их проектировании и доводке. Однако существующие математические модели не в полной мере позволяют учесть особенности различных двигателей, решить задачу с использованием обобщённого метода. Следовательно, работы, посвященные исследованиям турбокомпа-ундного двигателя и выбору его параметров, являются актуальными.

Цель работы. Повышение эффективности турбокомпаундного тракторного дизеля.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1) Усовершенствован обобщённый численный метод математического моделирования рабочих процессов ДВС в части расчета СТ с применением обобщённых характеристик турбин.

2) Экспериментально выявлены закономерности влияния СТ и минимального проходного сечения турбины ТК на параметры дизеля на различных режимах его работы.

3) С использованием разработанной математической модели выполнен расчетный анализ влияния различных конструктивных факторов (размеров проточных частей

Автор выражает глубокую признательность д.тм., профессору Е.А. Григорьеву за оказанную помспць при выполнении работы и обсуждении её резулыг.апюв

турбин ТК и СТ, фаз газораспределения) на экономичность тракторного дизеля с СТ.

Методы исследований. Поставленная в работе цель достигается сочетанием теоретических и экспериментальных методов исследования. С помощью экспериментальных методов исследовано влияние повышенного противодавления, создаваемого при установке СТ, на параметры рабочего процесса дизеля. Также определено возможное снижение удельного расхода топлива и повышение мощности за счёт использования СТ, исследовано влияние скоростного и нагрузочного режимов, минимального проходного сечения турбины ТК на удельный расход топлива силовой установки «Двигатель+СТ». Также экспериментально получены данные для проверки адекватности и отладки расчётной методики в виде диаграмм мгновенных давлений в цилиндре, впускном канале головки цилиндра, выпускном коллекторе. С помощь го теоретических методов исследовано влияние проходных сечений турбин ТК и СТ, а также фаз газораспределения на экономичность турбокомпаундного тракторного дизеля на номинальном режиме работы.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются использованием фундаментальных уравнений механики, обоснованностью допущений, принятых при разработке расчётных моделей, высокой сходимостью результатов расчётов и экспериментальных данных, согласованностью с известными результатами исследований других авторов.

Практическая ценность работы заключается в следующем:

1) Разработаны алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод моделирования рабочих процессов турбокомпаундного дизеля при использовании обобщённых характеристик турбин.

2) Для дизеля 8ЧВН15/16, используемого ка промышленном тракторе, рекомендованы наиболее рациональные геометрические размеры проточных частей турбин ТК и СТ на номинальном режиме работы двигателя.

3) Предложен расчётный метод исследования влияния фаз газораспределения на экономичность турбокомпаундного дизеля. С помощью данного метода произведен анализ и оценка эффективности изменения фаз для дизеля типа 8ЧВН15/16.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на межреспубликанской научно-технической конференции «Совершенствование средств и методов расчета изделий машиностроения» (Волгоград, 1988), XXXII научно-технической конференции молодых специалистов на «Свердловском турбомоторном заводе», 1988 г., расширенных заседаниях кафедры ((Автотракторные двигатели» в 1990 г. и 2010 г.

Публикации. По материалам работы опубликовано 6 печатных работ, включая 3 статьи, входящих в перечень изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кандидатским и докторским диссертациям, а также 2 авторских свидетельства СССР на изобретение.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов, списка литературы. Объём диссертации составляет 106 страниц, включая 57 рисунков, 11 таблиц, а также список литературы из 97 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проведения работ, направленных на повышение топливной экономичности дизелей путём утилизации энергии выхлопных газов. Кроме того, дана общая характеристика диссертационной работы.

В первой главе, посвященной современному состоянию вопроса, рассмотрены различные схемы комбинированных двигателей с СТ. Проанализировано влияние установки дополнительной СТ на параметры рабочего процесса в цилиндре. Показано влияние установки СТ на величину индикаторного КПД, насосные потери. Данные вопросы исследовались в работах Азбеля А.Б., Деховича Д.А., Шокотова Н.К., Никитина А.В., Tennat D.W., Waltsham. В.Е., Sturm М., Wallance F.J., Tarabad M. и др. Показано, что целесообразность установки СТ зависит от разницы положительного эффекта использования дополнительной мощности СТ и вредного влияния повышенного противодавления на выпуске. Проанализирована эффективность турбокомпаундирования в зависимости от мощности двигателя.

Выполнен анализ возможных резервов повышения положительного эффекта от применения СТ за счет повышения КПД ТК и СТ, также за счет ряда конструктивных и регулировочных параметров двигателя. Приведена оценка эффективности турбокомпаундного двигателя на частичных режимах и исследованы условия работы дизеля промышленного трактора в эксплуатации.

Проанализированы работы по применению СТ для привода вентилятора системы охлаждения двигателя. Данные вопросы рассмотрены в работах Азбеля А.Б., Орлова Е.И. Отмечено, что система охлаждения с приводом вентилятора от СТ в значительной мере обладает свойством саморегулирования.

Однако выполненные работы не в полной мере позволяют исследовать влияние применения СТ на изменение показателей дизеля. Использованные расчетные модели не учитывают в достаточной степени особенности газообмена турбокомпаундного дизеля, в частности влияние возможных забросов газов из выпускного коллектора в цилиндр и из цилиндра во впускной коллектор.

На основе проведенного анализа состояния проблемы были сформулированы следующие задачи исследования:

1. Провести экспериментальные исследования дизеля с имитаторами СТ для предварительной оценки эффективности её использования, влияния СТ на показатели дизеля, а также для идентификации математической модели.

2. Усовершенствовать обобщенный метод расчета рабочего цикла дизеля в части расчёта СТ с использованием экспериментально полученных характеристик турбин. .

3. На основе созданной модели исследовать влияние параметров дизеля (фаз газораспределения) и параметров турбоагрегатов (проходных сечений турбины ТК и СТ) на экономичность турбокомпаундного дизеля.

4. Исследовать возможность применения СТ для привода вентилятора.

Во второй главе представлены результаты экспериментального исследования дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами СТ, представляющих собой поворотные заслонки, установленные в двух выпускных трассах за турбинами ТК.

Эксперимент проведен методом снятия регулировочных характеристик с изменением противодавления за турбинами ТК (Рг) для трёх частот вращения коленчатого вала: 1500, 1700, 1850 мин"', соответствующих частотному диапазону основных режимов работы дизеля 8ЧВН 15/16 на промышленном тракторе T-33Q. Измерения выполнялись для трёх значений цикловой подачи топлива: 50%, 75% и 100% от номинальной. Величина номинальной приведенной мощности устанавливалась равной NEoh =305 + 2 кВт. Эксперимент проведен для двух значений мини-

мального проходного сечения турбины ТК : Рто =25 и 22 см2. Максимальные значения противодавления Рг выбраны из условия ограничения по тепловой напряженности наиболее нагретых точек головки цилиндра: межклапанной перемычки (598°К) и клапанно-форсуночной перемычки (613°К).

Для каждого режима выполнялось индицирование высоких и низких давлений в цилиндре с помощью цифрового анализатора и датчиков фирмы «АУЬ» (Австрия). При индицироватш давлений в цилиндре на каждом режиме рассчитывались: среднее индикаторное давление р„ максимальное давление цикла р2, среднее давление насосных потерь ркх.

Для варианта с РТо =22 см2, обеспечивающим больший диапазон его изменения Рг для заданных ограничений по тепловой наряжённости, отмечены следующие количественные зависимости: снижается давление наддува рк (рис. 1), коэффициент избытка воздуха а, расход воздуха Ов, коэффициент наполнения г|„, в связи с чем снижаются индикаторный КПД т|,-, повышается теплонапряженность деталей дизеля. Растёт давление перед турбиной ТК (рис.2) и насосные потери рнх (рис. 3). Положительной тенденцией при повышении противодавления на выпуске является уменьшение максимального давления сгорания Р2(рис. 4). На всех рисунках штрих-пунктирная линия соответствует п=1500 мин'1, пунктирная линия - п=1700 мин'1, сплошная линия - п=1850 мин"'.

Рис. 1, Зависимость давления наддува от Рис. 2, Зависимость давления перед противодавления на выпуске турбиной ТК от противодавления на

выпуске

С целью исследования протекания процессов газообмена в период перекрытия клапанов сняты диаграммы мгновенных перемещений впускных и выпускных клапанов вп и Ьк.., вып, совмещенные с диаграммами давлений во впускном канале головки цилиндра Рвп и выпускном коллекторе Рвьш , а также диаграммами давления в цилиндре Рцил на тактах выпуска-впуска на всех исследованных режимах.

МПа 0,12

0,09

0,08-1

0,03

0

| I I 1 1 I

0,1 0,11 0,12 0,13 0,14 0,15 Рг, МПа

13

Рг, МПа 12

11 •

10'

0,1

1 ■

0,12

0,14

—1

0,16

Рг, МПа

Рис. 4. Зависимость максимального Рис, 3. Зависимость насосных потерь от давления сгорания от противодав-противодавления на выпуске ления на выпуске

В качестве примера на рис.5 приведены такие диаграммы для режима п=1850 мин'1 и максимальной подачи топлива при противодавлении РГ=Ю, 142 МПа.

г 5.о« Бар

и=1850 оо/мин, Сгт=67,2 кг/ч. Рг=0.142 МПа

;|б.8 рг.с ¡г53.1 рьо.а рзе.а цк.8 '68. с р<.с

_Угол пке ~

Рис. 5 Диаграммы давлений в полостях и подъёма клапаноз при п=1850 мин , Рг=0,142 МПа

В период перекрытия впускного и выпускного клапанов продувка цилиндра не осуществляется даже без повышения противодавления на выпуске. Более того, возможен заброс газов из цилиндра во впускной коллектор, а после ВМТ - из выпускного коллектора в цилиндр, вследствие соответствующих перепадов давлений. С повышением противодавления на выпуске перепады давления, обусловливающие возможность забросов газов, увеличиваются. Например, перепад давления между цилиндром и впускным коллектором при п=1850 мин'! и противодавлении Рг=0,142 МПа (рис. 5), составляет 1,1 Бар.

По результатам замеров параметров двигателя рассчитывалась эффективная мощность СТ по формуле

-I"

N = К]■

"СТ .

к,-1

Rr'T -Gr

Рг

•Псп,

(1)

где к,= 1,34 - показатель адиабаты газов; Яг=286 Дж/(кг-град) - газовая постоянная выпускных газов; Т' - температура газов после турбин ТК; Сг- расход газов через турбины ТК; 1е - эффективный КПД СТ, р0 - атмосферное давление.

Удельный расход топлива силовой установки «ДВС+СТ» рассчитывается по формуле

От__ Ст

gcS ="

(2)

til 1ЧСГП

где Gt— часовой расход топлива; Nal - эффективная мощность двигателя; у,, -КПД редуктора, NCm - мощность СТ, переданная потребителю.

255 ч

¿DU

г/(кВт 245

240

235

230

225

220

215

210

о 240^ г/кВт ч

^ -1500 М1И3^(1

0,1

0,11

I

0,12

235 230 225 220 215 210

f^lRC

К

■1850 ьпш

700 г.пш'

ВТ

-¿г

- - О 1500 Ш'

,-1

0,13

0,14

0,15 Рг, МПа

—т—

10

20

30

Мотп, кВт

Рис. 6., Сравнительная зависимость удель- Рис. 7. Зависимость суммарного от ного расхода топлива (без учёта СТ) и МСТп при т]сте=0,8 и ^„=0,95 при мак-суммарного от противодавления на симальной подаче топлива: сплошные

выпуске: сплошные линии - п=1850 мин"1, линии - Рто =25см2, пунктирные линии

пунктирные линии - п=1700 мин'!, штрих- . рТо=22см2 пунктирные линии - п=1500 мин"1

^тп и рассчитаны в двух вариантах: 1) с учетом значения КПД СТ Т1а =0,1 и КПД редуктора для передачи мощности СТ потребителю 0,9; 2) высоких КПД СТ = 0,8 (на уровне лучших мировых образцов) и КПД редуктора ц= 0,95. Таким образом, охватывался достаточно широкий диапазон возможного выигрыша по ^г^. Результаты расчёта £ет для режимов максимальной подачи топлива, ,7Пе= 0,8 и ^=0,95 приведены в виде графиков зависимостей gs (без учёта СТ) и g5v от противодавления на выпуске (рис. 6) и в виде зависимости от мощности КСтп для трёх значений частоты вращения и двух вариантов Рто (рис. 7).

Установлено, что удельный расход топлива двигателя без СТ при увеличении Рг возрастает, но при этом достигается существенное снижение geI по сравне-

нию с дизелем без СТ (рис.6). Эффект снижения зависит от частоты вращения. Наибольший эффект до 7...9 г/(кВт-ч) достигается при частоте вращения 1850 мин'1, при 1700 мин"1 - до 5...7 г/(кВт-ч). При 1500 мин"1 эффект незначителен или отсутствует.

Также установлено, что выигрыш от применения СТ зависит и от Рто (рис. 7). Уменьшение Рто эффективно для различных частот вращения, начиная с определённого уровня мощности СТ. Для п=1700 мин"1- с 12 кВт и более, для п=1850 мин'1 - с 21...22 кВт и более. Максимальный эффект составляет 2 г/(кВт-ч). Необходимо отметить наличие минимумов gev в диапазоне Ыстп=15...20 кВт. Снижение при уменьшении Рто связано с превалированием повышения индикаторного КПД при более высоком коэффициенте избытка воздуха а над влиянием увеличения насосных потерь. Кроме того, при уменьшении РТо несколько снижается тепловая напряжённость двигателя. Температура выпускных газов ТгСр для режимов одинаковых противодавлений снижается на 16... 11°С.

Выполнено также исследование дизеля с СТ на частичных режимах. Так на рис. 8 приведена зависимость от МСтп для г?(71,=0,8 и 7^=0,95 при 75% -ной подаче топлива. Эффект от применения СТ в этом случае уменьшается и составляет 4..5 г/(кВт-ч) при п=1700 мин' и 5...7 г/(кВт-ч) при п=1850 мин'1. При цикловой подаче топлива, составляющей 50% от максимальной, эффект минимален - 1.. .2 г/(кВт ч) или отсутствует.

В третьей главе приведена методика расчета замкнутого рабочего цикла тракторного дизеля с СТ, установленной последовательно по ходу газов за турбинами ТК. Кроме того, Рис. 8. Зависимость 8й от Мстп при выполнена проверка адекватности рас-

П„= 0,8 и 7^=0,95. Нагрузка 75% от мак- чет ной модели по экспериментальным симальной: сплошные линии-Рто =25смг, данным. В основе расчета лежит обоб-пунктирные линии-Рто =22см2 щённая методика расчета рабочих про-

цессов дизеля, разработанная на кафедре "Автотракторные двигатели" ВолгГТУ.

Расчёт процессов газообмена, а также сгорания и расширения осуществляется на основе уравнения первого закона термодинамики для открытой термодинамической системы, закона сохранения массы газа в объёме цилиндра и уравнения состояния. Так, для процессов газообмена в цилиндре:

¿О,. = с!(иМ) + рс1У, (3) н

Ш = (4)

Р = уйТ-, (5)

где с1£>„- элементарное количество тепла, подведённого к газу в цилиндре

Мстп, кВт

вследствие теплообмена; пк - общее количество впускных и выпускных клапанов; ¡' - удельная энтальпия заторможенного потока через }-й клапан, подсчитанная по параметрам газа в граничном сечении канала, из которого газ поступает в цилиндр, либо по параметрам в цилиндре, если из него происходит истечение газа; ¿Щ -приращение в цилиндре массы газа, поступившей через .¡-й клапан (положительное для внесённой и отрицательное для вынесенной массы); и - удельная внутренняя энергия рабочего тела; М - масса рабочего тела в цилиндре; раТ- давление и температура газа; с1V- изменение объёма цилиндра; Я - газовая постоянная.

На каждом шаге расчёта за время рабочего цикла учитываются обмен энергией и массой между полостями двигателя. При истечении газа из цилиндра через впускной или выпускной клапаны считается, что цилиндр покидает смесь воздуха и продуктов полного сгорания текущего состава. При обратном течении из выпускного трубопровода в цилиндр возвращаются отработавшие газы, представляющие собой смесь избыточного воздуха и продуктов полного сгорания топлива, состав которой определяется результатами предшествующего расчёта или начальными условиями. Данные возможности методики хорошо учитывают влияние повышенного противодавления на выпуске на показатели дизеля: коэффициент наполнения, индикаторный КПД, насосные потери.

Описанный метод, в отличие от существующего, дополнен возможностью расчёта СТ, установленной последовательно по ходу газов за турбиной ТК. Квазистационарная расчётная схема газовоздушного тракта двигателя 8ЧВН15/16 с СТ показана на рис. 9.

Рис. 9. Квазистационарная расчётная схема газовоздушного тракта двигателя 8ЧВН15/16 с СТ. 1- 8 - цилиндры; 9, 10 - охладитель наддувочного воздуха; 11, 12 -впускные коллекторы; 13 - 16 - выпускные коллекторы; 17, 18 - каналы компрессоров в составе ТК; 19 - 22 - каналы турбин в составе ТК; 23, 24 - каналы СТ; 25, 26 -соединительные каналы между турбинами ТК и СТ

Методика позволяет выполнять расчет СТ с использованием обобщенных характеристик турбин, разработанных в МАДИ путём обработки результатов испытаний семейства созданных в НАМИ турбокомпрессоров и позволяющих с опреде-

ленной степенью достоверности смоделировать характеристики турбин конкретных конструкций. Для расчета СТ на первом шаге в файле исходных данных задаются и впоследствии уточняются: пР - частота вращения ротора СТ, начальное давление и температура газов за турбиной ТК (перед СТ), Ха:) олт=и/сай - оптимальное отношение окружной скорости колеса турбины к адиабатической скорости истечения (коэффициент быстроходности). Кроме того, задаются: - наружный диаметр колеса СТ, йп - диаметр подшипника ротора СТ, ¡р - передаточное отношение редуктора, Гтз - минимальное проходное сечение корпуса турбины СТ, объёмы полостей перед СТ, площадь их стенок, температура и коэффициент теплоотдачи стенок. Расчёт ведётся итерационным методом до выполнения баланса мощностей компрессора и турбины ТК. При этом на каждом шаге расчёта параметры СТ обновляются.

Расход газа через СТ определяется по следующей обобщенной зависимости:

СггуТгг

ст

и,-

гт ОМ г~7~<г1с

Та

(6)

где <7сге - приведенный расход газа через СТ; бег - расход газа через СТ;

*

Т'т- температура заторможенного потока газов перед СТ; Рст - давление заторможенного потока газов перед СТ; исг - окружная скорость колеса СТ;

}Т(Г

Р'

приведенная окружная скорость колеса СТ; япг = - степень понижения давлено

ния в СТ, рассчитанная по заторможенным параметрам. Эффективный КПД СТ

где <7Г/, - внутренний КПД СТ, не учитывающий потери на трение в подшипниках ротора; Псгм - механический КПД СТ.

Для получения внутреннего КПД СТ используется зависимость

(8)

Пг, , = А

где Хае> - текущее значение коэффициента быстроходности, Л-пгюу. - максимальный внутренний КПД СТ.

Механический КПД СТ

ПспГ-^^-, (9)

ст1

где - мощность турбины без учёта трения в подшипниках; ЫТР - мощность, теряемая на трение в подшипниках.

(10)

где 1ст~ адиабатная работа, совершаемая газом в СТ.

Для определения мощности, теряемой на трение в подшипниках используется зависимость относительной мощности, теряемой на трение в подшипниках, от относительного диаметра подшипников и частоты вращения ротора СТ

N--f(D~'

(И)

где Dn - внутренний диаметр подшипников ротора СТ; Dno и NTpo~ диаметр подшипников и мощность потерь в подшипниках у ТК, принятого за базовый. В данной методике за базовый принят диаметр Dnn~0,02 м.

Модель позволяет вести расчет с передачей мощности на коленчатый вал или вентилятор системы охлаждения, Мощность на привод вентилятора в зависимости от его частоты вращения для дизеля 8ЧВН 15/16 определяется по экспериментально полученной на ОАО «Волгоградский моторный завод» зависимости:

Nbe„t=68,862+0,039 и 11а1г3,223ф(12) Соответственно для решения обратной задачи определения частоты вращения вентилятора в случае его привода от СТ (NBf.iit = NCTri) можно записать в виде: пвент~(41,3205+12,8205 ¿0,3547+ 0,1Шпп )2, (13)

где New I также как и в (2), - мощность СТ, переданная потребителю. Новое значение частоты вращения ротора СТ на каждом шаге расчёта "стясхг 0,5{пст+ Понос)- (14)

Удельный расход топлива силовой установки «ДВС+СТ» рассчитывается по формуле (2).

Модель позволяет изменять условное проходное сечение [if турбины ТК, а также фазы газораспределения путём использования различных профилей кулачков распределительного вала и выполнять оценку влияния этих и других конструктивных изменений на индикаторные показатели и величину насосных потерь.

Для оценки адекватности математической модели при изменении противодавления на выпуске выполнено сравнение основных расчетных и экспериментальных параметров. Режимы сравнения определялись заданием одинаковых для эксперимента и расчета величин изменяемого противодавления на выпуске из турбины ТК, которое, главным образом, определяет мощность СТ. В расчётах противодавление создавалось изменением минимального проходного сечения СТ. Для примера на режиме максимального заданного в эксперименте противодавления Рг=0,142 МПа и частоты вращения п=1850 мин"' построены сравнительные диаграммы участков высоких и низких давлений в цилиндре (рис. 10, 11).

Р, МПа

10

320

345

3/0 395 420 Угол п.к.в.

Рис. 10. Участок высоких давлений п=1850 мин"1, Рг=0,142 МПа: эксперимент - сплошные линии, расчет -пунктирные

Рис. П. Участок низких давлений п-1850 мин'1, Рг=0,142 МПа: эксперимент -сплошные линии, расчет - пунктирные

На рис.12 показаны расчетные значения мгновенных давлений в восьмом цилиндре Рцил, коллекторе выпуска Рв

— f P. h П.1

'ЩШ \

Рвьп \ /

\ I

т* L.' t г

Cilll

-t-

коллекторе впуска Рвп при п=1850 мин", Рг=0,142 МПа на тактах выпуска - впуска, включающих период перекрытия клапанов. На основании хорошего совпадения расчетных и экспериментальных данных можно сделать вывод об адекватности расчетной модели.

В четвертой главе приведен расчетный анализ влияния различных конструктивных факторов на экономичность тракторного дизеля с СТ. С помощью разрабо--180-144 -tos -72 -35 о 36 72 108 144 180 танной модели выполнен расчет эффектив-

фЛш ности применения СТ для дизеля 8ЧВН Рис.12. Расчётные значения мгновен- 15/16 на номинальном режиме. За базу для ных давлений в восьмом цилиндре Рикл, сравнения взята модификация данного ди-выпускном коллекторе Рвш, впускном зеля" В-500Д без СТ. коллекторе Рвп Параметры номинального режима:

п=1800 мин'1, номинальная мощность Nc=309+5 кВт. В расчете для данной модификации без СТ получены параметры: п=1800 мин', Ne=312,8 кВт; Ре=0,922 МПа; &=227,2г/(кВт-ч); Л ¡=0,403 i; РНх=0,Ю7 МПа; а=2,175.

Выполнен численный эксперимент с изменением pf турбины ТК с шагом 0,000025 м2 для пяти характеристик в диапазоне от 0,000445 м до 0,000545 м2 при максимальном коэффициенте напора. Значения минимальных проходных сечений Ftos корпуса СТ после разгонного участка принимались так, чтобы мощность СТ была близка к значению NCi=20 кВт, равной потребной максимальной мощности на привод вентилятора дизеля В-500Д. Диапазон изменения FTOs- от 0,0038 до 0,0043 м с шагом 0,0001 м2. Зависимости изменения ger от сочетания Ftos и pf представлены на рис. 13.

223-г/кВт-ч , ¿¿.¿..ь •

222221,5221 ■ 220,5 ■ 220219,5219 -

•Л"

i I ■" 1 i ч

0,004 0,004 0,004 0,004 0,004

• pf1 — " |jf2 " ■ " pf3 Ftos, w2

•¡jf4---pf5

Рис. 13. Зависимости gev от FTOs при изменении |¿f

30

Not, кВт 25

20

15-i

10

5

0 I I i i

0,0033 0,0038 0,004 0,0042 0,0044 .,.,.„,— (jfl — . (jQ - " -pf3 Ftos, m2

Рис. 14. Зависимости NCT от FTCs при изменении pf

Наилучшее значение geS получено при FTOS=0,0043 м2 и наиболее широком цГ турбины ТК, что связано с более высоким индикаторным КПД т^ и меньшими насосными потерями РНх при удовлетворительном уровне коэффициента воздуха а. Максимальный выигрыш по экономичности в сравнении с дизелем без СТ при использовании редуктора, имеющего КПД 0,95, составляет 7,7 г/(кВт-ч). Данное сочетание Fros и Hf можно использовать при передаче мощности СТ на коленчатый вал. Однако оно не обеспечивает требуемой мощности для привода вентилятора (20 кВт), что видно на рис. 14 из зависимости Net от F ros при изменении (if. При передаче мощности СТ на привод вентилятора дизеля В-500Д выигрыш по gcv составля-

С использованием описанной методики расчета рабочего процесса дизеля с СТ и методики планирования эксперимента получены регрессионные зависимости gcS от фаз газораспределения двигателя. Расчеты выполнены при условии постоянства коэффициента избытка воздуха а=1,77. Выполнение этого условия обеспечивалось соответствующим выбором цикловой подачи топлива. Таким образом, при вычислении gsS учитываются результаты процесса очистки и наполнения цилиндров, в частности, количество свежего заряда. Для примера на рис. 15 приведена зависимость ges от углов перекрытия впускного и выпускного клапанов (<р,П|, фВЫП2) при фвп2= 58° и фВЫП|= 74° (центр плана). Из приведённой диаграммы следует, что с увеличением фВП| и фВЫП2 имеется минимум функции ges при фс„1=26° и фвып2=29°.

Улучшение gcs по сравнению с вариантом использования серийных фаз составило 0,6 г/(кВт-ч) (величина gei с 220,8 г/(кВт-ч) уменьшилась до 220,2 г/(кВт-ч)), что незначительно и не оправдывает изготовления новых распределительных валов.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Выполнено экспериментальное исследовании тракторного дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами силовой турбины (СТ) в диапазоне частот вращения 1500...1850 мин'1 и 50...100% подачи топлива. С учётом дополнительной мощности СТ, рассчитанной по параметрам газа перед её имитаторами, выявлена возможность повышения экономичности и мощности турбокомпаундного дизеля по сравнению с дизелем без СТ. При полной подаче топлива максимальное повышение экономичности и эффективной мощности составляет 3...4%.

2. В результате эксперимента установлено, что эффект по снижению gev существенно зависит от частоты вращения. При максимальной подаче топлива для

ет 6,4 г/(кВт-ч) при том же КПД редуктора.

¿222. * 1223,222

ШШ

¿225* 225,5

16 20 24 28 32 36 Ф6вп1

Рис. 15 Суммарный эффективный расход топлива в зависимости от перекрытия фаз впускного и выпускного клапанов

частоты вращения п=1850 мин'1 эффект составляет 7...9 г/(кВт-ч), при частоте вращения п=1700 мин'1 - 5...7 г/(кВт-ч) при условии рационального подбора минимального проходного сечения турбины ТК, а при п=1500 мин'1 эффект практически отсутствует даже при высоких КПД СТ и редуктора. Отмечено наличие минимумов §е5; в диапазоне мощностей СТ от 15 до 20 кВт для частот вращения соответственно п=1700 мин"1 и п=1850 мин"1.

3. Экспериментально выявлено, что эффект по снижению gcx существенно зависит также от нагрузочного режима. При цикловой подаче топлива, составляющей 75% от максимальной, эффект уменьшается и составляет 5...7 г/(кВт-ч) при п=1850 мин'1 и 4..5 г/(кВт-ч) при п=1700 мин'1 . При цикловой подаче топлива, составляющей 50% от максимальной, эффект минимален: 1.. .2 г/(кВт-ч) или отсутствует.

4. Экспериментально установлено, что наряду с улучшением топливной экономичности положительным фактором при работе двигателя с СТ является снижение механических нагрузок на детали двигателя. Снижение максимального давления сгорания Р, в диапазоне противодавлений, при которых отмечен минимум составляет 8.. .12%.

5. Усовершенствован обобщённый численный метод математического моделирования рабочих процессов ДВС в части расчета СТ, используемой для привода вентилятора или передачи дополнительного крутящего момента на коленчатый вал с применением обобщённых характеристик турбин. С использованием данного метода разработана адекватная математическая модель расчёта рабочих процессов ДВС с СТ, идентифицированная по экспериментальным данным.

6. Теоретически с помощью разработанной математической модели установлено, а также экспериментально подтверждено, что эффект снижения && при рациональном сочетании и Б-озсоставляет 2...3 г/(кВт-ч).

7. Установлено, что при использовании СТ для передачи дополнительной мощности на коленчатый вал при условии рационального выбора значений ^ и РТ05> высоких КПД СТ и редуктора обеспечивается снижение на 7,7 г/(кВт-ч), а в случае привода вентилятора мощностью 20 кВт дизеля В-500Д на 6,4 г/(кВт-ч) по сравнению с дизелем без СТ.

8. Исследовано влияние фаз газораспределения впускного и выпускного клапанов на топливную экономичность турбокомпаундного дизеля типа 8ЧВН 15/16. Выработаны рекомендации по выбору оптимальных значений фаз газораспределения.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях:

1. Авторское свидетельство №1537852 СССР, Б 02 В 41/10, Р 01Р 5/04. - Двигатель внутреннего сгорания/ Б.К. Балюк, А.А. Дивинский, Е.А. Дивинский, Меньшенин ГГ., Фалеев Л.Н. - №4409323/25-06; Заявлено 14.04.88; Опубл. 23.01.90, Бюл.№3.- С.135.

2. Авторское свидетельство №1714173 СССР, Б 02 В 37/00, Р 02С 5/00. - Силовая установка с двигателем внутреннего сгорания и утилизационной турбиной/ А.Б. Азбель, Ю.Б. Моргулис, Н.Ю. Зубрилин, М.С. Васильев, Е.А. Дивинский. -№4761263/06; Заявлено 24.11.89; Опубл. 23.02.92, Бюл.№7.

3. Балюк Б.К., Меньшенин Г.Г., Дивинский Е.А. Расчетно - экспериментальные исследования тракторного дизеля 8ЧВН 15/16 с силовой турбиной // Совер-

\ 16

шенствование средств и методов расчета изделий машиностроения: Тез. докл. на межреспублик, научн.-техн. конференции. - Волгоград.- 1988. - С.90-91.

4. Васильев A.B., Григорьев Е.А., Дивинский Е.А. Повышение эффективности дизеля совершенствованием газораспределения // Тракторы и сельхозмашины.-2000.- №6.- С. 20-22.

5. Васильев A.B., Дивинский Е.А. Исследование влияния конструктивных параметров турбокомпаундного дизеля на его экономичность // Вестник Астраханского государственного технического университета. Серия Морская техника и технология,- 2010. - №2.- Астрахань: Издательство АГТУ,- С. 52 - 60.

6. Васильев A.B., Дивинский Е.А. Исследование рабочего цикла дизеля 8ЧВН 15/16 с силовой газовой турбиной // Двигателестроение.- 2004. - №2. - С. 15-17.

Личный вклад автора. Во всех работах [1-6] автор принимал непосредственное участие в постановке задач, проведении исследований и обсуждении полученных результатов. В работе [2] представлен усовершенствованный метод расчета рабочего цикла дизеля 8ЧВН 15/16 с силовой газовой турбиной. В работах [3,6] отражены экспериментальные исследования дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами силовой турбины. В работах [1, 2] представлены выполненные автором расчетные исследования влияния проходных сечений турбины ТК и CT, а также фаз газораспределения на экономичность турбокомпаундного двигателя.

Подписано в печать // .2010 г. Заказ № Тираж 100 экз. Печ, л. 1,0 Формат 60 х 84 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная.

Типография ИУНЛ Волгоградского государственного технического университета. 400131, г. Волгоград, просп. им. В.И. Ленина, 28, корп. №7

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ ИССЛЕДОВАННЫХ СПОСОБОВ ОРГАНИЗАЦИИ РАБОТЫ ТУРБОКОМПАУНДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

1.1 Анализ схем дизелей с СТ.

1.2 Анализ эффективности турбокомпаундирования в зависимости от мощности и среднего эффективного давления двигателя.

1.3 Влияние СТ на параметры ДВС и учет соотношения параметров на впуске и выпуске.

1.4 Корректировка конструктивных параметров турбоагрегатов.

1.5 Корректировка конструктивных и регулировочных параметров двигателя.

1.6 Анализ эффективности СТ на частичных режимах. Оценка условий работы дизеля промышленного трактора в эксплуатации.

1.7 Использование СТ для привода вентилятора системы охлаждения.

1.8 Основные цели и задачи исследования.

ГЛАВА 2. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ТРАКТОРНОГО ДИ

ЗЕЛЯ ПРИ ИЗМЕНЕНИИ ПРОТИВОДАВЛЕНИЯ НА ВЫПУСКЕ

2.1 Задачи и методика проведения эксперимента.

2.1.1 Оборудование, измеренные параметры и точность измерений.

2.1.2 Методика измерения мгновенных параметров.

2.1.3 Методика расчета мощности СТ и удельного расхода топлива, КПД ТК по экспериментальным данным.

2.2 Анализ результатов эксперимента.

2.2.1 Анализ влияния повышенного противодавления на параметры двигателя.

2.2.2 Анализ протекания процессов газообмена в период перекрытия клапанов.

2.2.3 Анализ эффективности использования СТ и резервов её повышения.

2.3 Реализация результатов эксперимента.

2.4 Результаты и выводы

ГЛАВА 3. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ С СТ

3.1 Метод моделирования рабочих процессов комбинированных

3.2 Расчёт СТ.

3.3 Расчет параметров дизеля с СТ.

3.4 Построение обобщённой математической модели, общая структура и алгоритм расчета.

3.5 Оценка адекватности математической модели.

3.6 Результаты и выводы.

ГЛАВА 4. ИССЛЕДОВАНИЕ ТУРБОКОМПАУНДНОГО ТРАКТОРНОГО ДИЗЕЛЯ НА ОСНОВЕ ЧИСЛЕННОГО ЭКСПЕРИМЕНТА

4.1 Выбор параметров СТ и турбины ТК.

4.2 Исследование возможности применения СТ для привода вентилятора системы охлаждения.

4.3 Оптимизация фаз газораспределения дизеля с СТ.

4.4 Результаты и выводы.

В связи с неизменной потребностью экономии органического топлива весьма актуальна проблема создания различных комбинированных двигателей, позволяющих наиболее полно использовать энергию выхлопных газов, потери с которой у дизелей с турбонаддувом составляют до 40%. Одной из разновидностей таких двигателей внутреннего сгорания (ДВС) являются двигатели с силовой газовой турбиной (СТ) или турбокомпаундные двигатели. Крутящий момент, создаваемый на валу СТ, может быть передан на коленчатый вал двигателя или на привод его агрегатов, например вентилятор системы охлаждения. Турбинный привод вентилятора дизелей воздушного охлаждения наиболее целесообразен, так как на него может расходоваться до 10% мощности двигателя.

Для определения эффекта по топливной экономичности, получаемого при установке СТ, целесообразно использование математического моделирования. Это позволяет с минимальными затратами времени и средств выбирать оптимальные значения конструктивных параметров и характеристик двигателя и СТ при его проектировании и доводке. Однако существующие математические модели не в полной мере позволяют учесть особенности различных двигателей, решить задачу в обобщённом виде.

Вопросы выбора рациональных конструктивных и регулировочных параметров двигателя с повышенным противодавлением на выпуске, в частности фаз газораспределения (ГР), выбора размеров турбины агрегата наддува и СТ изучены недостаточно. В частности, недостаточно изучено влияние проходных сечений турбин ТК и СТ на экономичность турбокомпаундного двигателя, а также вопросы эффективности использования СТ на частичных режимах.

Изложенное определяет актуальность разработки обобщённой методики турбокомпаундного ДВС.

Основные научные результаты диссертации, выносимые на защиту:

1) Усовершенствованный обобщённый численный метод математического моделирования рабочих процессов ДВС в части расчета СТ, используемой для привода вентилятора или передачи дополнительного крутящего момента на коленчатый вал с применением обобщённых характеристик турбин. Разработанный метод позволяет исследовать взаимосвязь параметров СТ и параметров двигателя, таких как: индикаторный коэффициент полезного действия (КПД), коэффициент наполнения, насосные потери и рассчитать суммарный эффективный расход топлива. С помощью данного метода можно исследовать влияние конструктивных и регулировочных параметров дизеля, например фаз газораспределения, проходных сечений турбины турбокомпрессора (ТК) и; СТ на параметры турбокомпаундного ДВС.

2) Экспериментально выявленные закономерности влияния СТ и минимального проходного сечения турбины ТК на параметры турбокомпаундного дизеля при различных режимах его-работы.

3) Расчетный анализ влияния различных конструктивных факторов- (размеров проточных частей турбин ТК и СТ, фаз ГР) на экономичность-тракторного дизеля с СТ.

Основная практическая ценность работы состоит в следующем:

1) Разработаны алгоритм и профаммное обеспечение, реализующие предложенный метод моделирования расчёта рабочих процессов'дизеля с СТ с использованием: обобщённых характеристик , турбин и возможностью передачи мощности СТ на коленчатый вал или вентилятор системы охлаждения.'

2) Для дизеля 8ЧВЫ15/16, используемого на промышленном тракторе, рекомендованы, наиболее; рациональные геометрические размеры; проточных , частей турбин ТК и СТ на номинальном режиме работы двигателя.

3)" Предложен расчётный метод исследования влияния фаз ГР на экономичность турбокомпаундного- дизеля:.С помощью-данного метода произведен ана-лиз.и оценка эффективностиизменения фаз для дизеля типа 8ЧВН 15/16.

Основные. положения * работы докладывались на межреспубликанской- научно-технической конференции «Совершенствование средств и методов-, расчета изделий, машиностроения» (Волгоград, 1988), XXXII научно-технической конференции молодых специалистов на «Свердловском. турбомоторном заводе», 1988 г., расширенном заседании кафедры «Автотракторные двшатели» в 1990 г. и 2010 г. По материалам работы опубликовано; 6 печатньк работ, включая 3 статьи, входящих в перечень, изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кандидатским и докторским диссертациям, а таюке 2 авторских свидетельства СССР на изобретение. .•.;•

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Выполнено экспериментальное исследовании тракторного дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами СТ в диапазоне частот вращения 1500. 1850 мин"1 и 50. 100% подачи топлива. С учётом дополнительной мощности СТ, рассчитанной по параметрам газа перед её имитаторами, выявлена возможность повышения экономичности и мощности турбокомпаундного дизеля по сравнению с дизелем без СТ. При полной подаче топлива максимальное повышение экономичности и эффективной мощности составляет 3. .4%.

2. В результате эксперимента установлено, что эффект по снижению ges существенно зависит от частоты вращения. При максимальной подаче топлива для частоты вращения гг=1850 мин"1 эффект составляет 7.9 г/(кВт-ч), при частоте вращения п=1700 мин"1 - 5.7 г/(кВт-ч) при условии рационального подбора минимального проходного сечения турбины ТК, а при п=1500 мин"1 эффект практически отсутствует даже при высоких КПД СТ и редуктора. Отмечено наличие минимумов в диапазоне мощностей СТ от 15 до 20 кВт для частот вращения соответственно п=1700 мин"1 и п=1850 мин"1.

3. Экспериментально выявлено, что эффект по снижению gev существенно зависит также от нагрузочного режима. При цикловой подаче топлива, составляющей 75% от максимальной, эффект уменьшается и составляет 5.7 г/(кВт-ч) при п=1850 мин"1 и 4.5 г/(кВт-ч) при п=1700 мин"1 . При цикловой подаче топлива, составляющей 50% от максимальной, эффект минимален: 1.2 г/(кВт-ч) или отсутствует.

4. Экспериментально установлено, что наряду с улучшением топливной экономичности положительным фактором при работе двигателя с СТ является снижение механических нагрузок на детали двигателя. Снижение максимального давления сгорания Р2 в диапазоне противодавлений, при которых отмечен минимум gcv, составляет 8. 12%.

5. Усовершенствован обобщённый численный метод математического моделирования рабочих процессов ДВС в части расчета СТ, используемой для привода вентилятора или передачи дополнительного крутящего момента на коленчатый вал с применением обобщённых характеристик турбин. С использованием данного метода разработана адекватная математическая модель расчёта рабочих процессов ДВС с СТ, идентифицированная по экспериментальным данным.

6. Теоретически с помощью разработанной математической модели установлено, а также экспериментально подтверждено, что эффект снижения gez при рациональном сочетании и Ртоя составляет 2. .3 г/(кВт-ч).

7. Установлено, что при использовании СТ для передачи дополнительной мощности на коленчатый вал при условии рационального выбора значений ^ и Ртоб, высоких КПД СТ и редуктора обеспечивается снижение на 7,7 г/(кВт-ч), а в случае привода вентилятора мощностью 20 кВт дизеля В-500Д на 6,4 г/(кВт-ч) по сравнению с дизелем без СТ.

8. Исследовано влияние фаз газораспределения впускного и выпускного клапанов на топливную экономичность турбокомпаундного дизеля типа 8ЧВН 15/16. Выработаны рекомендации по выбору оптимальных значений фаз газораспределения.

1. Авторское свидетельство №1177521 СССР, F 02 В 37/00. - Двигатель внутреннего сгорания / A.A. Дашко, Ренов В.А., Спектор В.Д. -№3718357/45-06; Заявлено 29.03.84; Опубл. 07.09.85, Бюл.№33.- С. 48.

2. Авторское свидетельство №1267030 СССР, F 02 G 5/00. Силовая установка / Н.К. Шокотов - №4095920/25-06; Заявлено 29.07.86; Опубл. 08.03.87, Бюл.№2.- С. 46.

3. Авторское свидетельство №1537852 СССР, F 02 В 41/10, F 01Р 5/04. -Двигатель внутреннего сгорания / Б.К. Балюк, A.A. Дивинский, Е.А. Дивинский и др. №4409323/25-06; Заявлено 14.04.88; Опубл. 23.01.90, Бюл.№3.- С. 135.

4. Азбель А.Б. О возможности использования энергии выхлопных газов на привод вентилятора / Республ. межвед. научн. техн. сборник. Харьков: Вища школа.- 1987.- №45. -С. 95-102.

5. Азбель А.Б., Белоусов В.И., Самохвалов H.A. Системы и агрегаты газотурбинного наддува двигателей промышленных тракто-ров//ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш, серия тракторы и двигатели.- 1982. №3.- С.2-17.

6. Андреенков A.A. Оптимизация элементной базы и схемы турбовентиля-тора системы охлаждения турбопоршневого двигателя: Дис. на соиск. степ. канд. техн. наук.-М.- 2009.- С. 239.

7. Байков Б.П., Бордуков В.Г., Иванов П.В., Дейч P.C. Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие. Л.: Машиностроение (Ле-нингр. отд.-ние). 1975. - С. 200.

8. Бганцов В.В., Азбель А.Б., Окладников Л.Г. Исследование тракторных дизелей с силовой турбиной // Двигателестроение.- 1986. №2. - С. 10-14.

9. Васильев A.B. Повышение эффективности и надёжности системы газораспределения ДВС на основе комплексного подхода к синтезу её характеристик: Дис. на соиск. степ. докт. техн. наук.-Волгоград.- 2000.- С. 483.

10. Васильев A.B., Григорьев Е.А., Дивинский Е.А. Повышение эффективности дизеля совершенствованием газораспределения // Тракторы и сельхозмашины.- 2000.- №6.- С. 20-22.

11. Васильев A.B., Дивинский Е.А. Исследование рабочего цикла дизеля 8ЧВН 15/16 с силовой газовой турбиной // Двигателестроение.- 2004. -№2.-С. 15-17.

12. Давыдков Б.Н. Расчетно-экспериментальные исследования тракторного дизеля с газотурбинным наддувом и дополнительной силовой турбиной // Автотракторные двигатели внутреннего сгорания: Исследование рабочих процессов ДВС/ НАТИ. 1980. - С.38-48.

13. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов, H.A. Иващенко, В.И. Ивин и др.; Под ред. A.C. Орлина, М.Г. Круглова 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1983. - 372 с.

14. Дехович Д.А., Никитин Е.А. Улучшение характеристик комбинированного четырёхтактного двигателя путём установки силовой газовой турбины // Энергомашиностроение, 1970, №1, С.41-46.

15. Дехович Д.А. Характеристики системы воздухоснабжения с силовой турбиной // Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение.- 1973.- С. 180-187.

16. Дьяченко Н.Х., Костин А.К., Пугачев Б.П. // Теория двигателей внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение (Ленингр. отд.-ние).- 1974.- С. 552.

17. Евстифеев Б.В. Оценка качества принудительной продувки четырёхтактных комбинированных дизелей // Двигателестроение.- 1984. №4. -С.3-4.

18. Евстифеев Б.В. Оценка эффективности некоторых способов использования высокого наддува в дизелях с противодавлением на выпуске // Двигателестроение.- 1986. №5. - С.7-8.

19. Ефимов С.И., Иващенко H.A., Ивин В.И. Двигатели внутреннего сгорания в 4 т. Т4 / под ред. A.C. Орлина, М.Г. Круглова — М.: Машиностроение.- 1985.-С. 456.

20. Иванченко H.H., Красовский О.Г., Соколов С.С. Высокий наддув дизелей. Л.: Машиностроение (Ленингр. отд.-ние).- 1983.- С. 198.

21. Испытание дизелей 8ДВТ-330 по выбору режимов форсирования испытаний и разработка методики ускоренных испытаний / Отчёт о НИР.- ЧФ НАТИ.- №1904. Челябинск: 1983.- С. 72.

22. Красовский О.Г., Берман A.A., Матвеев В.В. Применение программ численного моделирования рабочего процесса дизелей // Труды ЦНИДИ, ЭВМ в исследовании и проектировании ДВС. Л.: 1986. С. 100-111.

23. Костин А.К., Пугачев Б.П., Кочинев Ю.Ю. Работа дизелей в условиях эксплуатации. Л.: Машиностроение (Ленингр. отд.-ние).- 1989.- С. 284.

24. Липчук В.А. Расчётное исследование влияния теплоизоляции на топливную экономичность дизеля 6ЧН21/21// Двигателестроение.- 1987. №10. -С. 7-11.

25. Лурье В.А., Мангушев A.A. Маркова И.В., Черняк Б.Я. Состояние и перспективы развития адиабатных турбокомпаундных двигателей // Итоги науки и техники, серия ДВС, автомобильные двигатели, том 41. С. 105191.

26. Лямцев Б.Ф., Микеров Л.Б. Турбокомпрессоры для наддува двигателей внутреннего сгорания. Ярославль: Ярославский ГТУ, -1995.- С. 132.

27. Мизернюк Г.Н. Исследование схемы комбинированного ДВС со свободным турбокомпрессором и силовой турбиной // Известия вузов машиностроения. 1975.- №1, С.104-109.

28. Никитин A.B. Повышение топливной экономичности быстроходного дизеля средней мощности с силовой турбиной: Дис. на соиск. степ. канд. техн. наук.-Харьков.- 1990.- С. 327.

29. Озимов П.Л., Ванин В.К. О проблемах и перспективах создания адиабатных дизелей // Автомобильная промышленность.- 1984.- №3.- С. 3-5.

30. Орлов Е.И. Тепловое регулирование турбовентиляторной системы охлаждения // Двигателестроение.- 1987. №2. - С. 18-20, 30.

31. Орлов Е.И., Будченко А.И. Турбинный привод вентилятора. Выбор схемы //Труды ЦНИДИ.- 1985. С. 150-162.

32. Пасхин Е.Б. Керамический адиабатный двигатель // Автомобильная промышленность США. 1984. -№5.- С. 20-27.

33. Петухов В.А., Данилов B.C. Термодинамическая оценка систем утилизации теплоты // Двигателестроение.- 1987. №5. - С. 7-11.

34. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением от сжатия. М.: Машгиз,-1963, С. 639.

35. Решетов Д.Н., Иванов A.C., Фадеев В.З. Надёжность машин. М.: Высшая школа, 1988. - С. 238.

36. Семёнов В. «Scania» в борьбе за чистый выхлоп. Грузовик Пресс, 2006, №1.-С.7-9.

37. Симпсон А.Э., Каминский В.Н, Моргулис Ю.Б., Поветкин Г.М., Азбель А.Б., Кочетов В.А. Турбонаддув высокооборотных дизелей. М.: Машиностроение, 1976. - С. 288.

38. Синявский В.В. Упрощенная методика и некоторые результаты расчета совместной работы автомобильного дизеля с турбокомпрессором // Рабочие процессы и конструкция автотракторных двигателей внутреннего сгорания: Сб. научн. тр./МАДИ- М.,1984.- С.30-36.

39. Стефановский Б.С. О показателях быстроходных карбюраторных двигателей с повышенным противодавлением на выпуске // Известия вузов машиностроения.- 1989.-№3.- С. 13-17.

40. Таблицы планов эксперимента для факторных и полиномиальных моделей / В.З. Бродский, Л.И. Бродский, Т.И. Голикова и др. М.: Металлургия, 1982. - 752 с.

41. Теоретические исследования оптимального совмещения двигателя 8ДВТ-330 и гидротрансформатора ГТР-4802 трактора Т-330 / Отчет ЧФ НАТИ.- тема 92/150-76.- Этап 1.7.

42. Улучшение топливной экономичности и характеристик турбокомпаунд-ных ДВС // ВИНИТИ,- Экспресс-информация.- Поршневые и газотурбинные двигатели.-1990.- №46.- С. 13-28.

43. Хуциев А.И. Двигатели внутреннего сгорания с регулируемым процессом сжатия. М.: Машиностроение.- 1986.- С. 104.

44. Хуциев А.И. Повышение технико-экономических показателей дизелей на основе регулируемого процесса сжатия: Дис. на соиск. степ. докт. техн. наук.- Харьков: 1988.- С.495.

45. Хуциев А.И., Евстифеев Б.В., Снижение температуры днища крышки двигателя с повышенным противодавлением на выхлопе // Двигателе-строение.- 1982. №3. - С.47-49.

46. Хуциев А.И., Евстифеев Б.В., Улановский Э.А. Экспериментальные исследования особенностей газообмена четырёхтактных двигателей с повышенным противодавлением на выхлопе // Двигателестроение.- 1982. -№10. С.8-10.

47. Хуциев А.И., Улановский Э.А., Евстифеев Б.В. Повышение экономичности комбинированных двигателей с силовой турбиной // Двигателестроение.- 1981.-№3.-С. 15-17.

48. Циннер К. Наддув двигателя внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение.- 1978.- С. 263.

49. Циплёнкин Г.Е., Дейч P.C., Иовлев В.И. Турбокомпаундные системы как средство утилизации отходящего тепла силовых установок с ДВС // Двигателестроение.- 2009. №1. - С. 28-34.

50. Циплёнкин Г.Е., Красовский О.Г., Дейч Р.С., Иовлев В.И. Силовая турбина как средство улучшения экономичности дизелей // Двигателе-строение.- 1993. №3. - С. 13-19.

51. Шварцман Э.Е., Озимов П.Л. Повышение эффективности показателей комбинированных двигателей с дизелем адиабатного типа // Автомобильная промышленность. 1985. -№12.- С.11-12.

52. Шенк X. Теория инженерного эксперимента. М.: Мир, 1972. - 381 с.

53. Шокотов Н.К. Севрук И.В., Никитин А.В. Оценка эффективности применения силовой турбины на тракторном дизеле 4ЧН 12/14 // Двигатели внутреннего сгорания. Республ. межвед. научн. техн. сборник. Харьков: Вища школа.- 1987.- №46. С. 114-117.

54. Шокотов Н.К., Марченко А.П., Никитин А.В. Особенности работы системы ГТН комбинированного ДВС с утилизацией теплоты // Двигатели внутреннего сгорания. Республ. межвед. научн. техн. сборник. Харьков: Вища школа.- 1988.- №48. С.66-71.

55. Экспериментальное исследование рабочего процесса дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами силовой турбины // Волгоградский моторный завод.-Волгоград, 1989.-69с.-Деп. во ВНТИЦ, инв. № 028.90064083.

56. Assanis Dennis N., Heywood John В. Development and use of the computer simulation of the turbocompaund diesel system for engine performance and component heat rausfer studies // SAE Techn. Pap. Ser.- 1986.- №860329,- P. 95-120.

57. Baas Henrich. BNKW fur Kzeiskrankenhus Veezen mif 91,2% Nutzungsgrad // Sonneneng ung warme pumpe.- 1985.- Vol 11.- №2.- P.-36-38.

58. Black J.W., Fox L.D., French P.B, Schwarz E.E. Uprate of Cummins V903 diesel engine to 1000 bhp for military application // SAE Techn. Pap. Ser.-1983.-№830505.

59. Brands M.S., Werner J.R. Vehicle testing of Cummins turbocompaund diesel engine // SAE Techn. Pap. Ser.- 1985.- №860072.- P. 72-83.

60. Bucher J. Development and application of turbocompaund systems using radial-flow turbines // CIMAC 2001.- Hamburg.- V.I.- P. 140-152.

61. Castor J. Compound cycle engine for helicopter Applications // Garett turbine engine Co. 1986.

62. Codan E. Optimising the turbocharging of large engenes in the future // CI-MAC.- 1998.- Copengagen.- V. 4.- P.- 967-984.

63. Crosshans G. Evolutions resentes des moteurs diesel turbo-compaund // Entropie.- 1985.- №122.- P.- 78-87.

64. Driving Scania's double turbo // Truck Magazine.- 1987, Dec.- P.- 72-75.

65. Duglas W. Cat paws turbocompaunding // Automot.Ind. -1986.- 166.- №4, T-13.

66. Ericsson S. Turbocompaund consept for improved efficiency of the diesel engine // Truck Technology International.- 1988.-P. 25-33.

67. Harris J., Youssef A. A simulation code for turbocompaund diesel engines // The Wichita state university Institute for aviation research.- Final report.-1989.

68. Hiett G.F., Jonston D.H. Experiments conserning the aerodynamic performance of inward flow radial turbines // Proc. I. Mech. E.- 1963/4, Pt 31.- P.-178.

69. Holtbecker R., Weisser G., Amoser M. Talking the next steps in emissions reduction for large 2-stroke engines // CIMAC.-Vienna.- 2007.- P. №165.

70. Holtman R.N. Testing of low specific fuel consumption turbocompaund engine // SAE Techn. Pap. Ser.- 1986.- №870300.- P. 62-71.

71. Hou Z., Vlaskos I., Fusstetter K., Kahi M., Neuenschwander P. New application fields for marine waste heat systems by analysing the main design parameters // CIMAC.- Vienna.- 2007.- Pap. №63.

72. Kunberger Klaus. Turbochargers to meet worldwide engine requirements // Diesel and gas turbine world-wide.- 1987.- 19.- №6.- P.- 42-44.

73. Kurtatos N.P., Kleimola M., Marquard R. The HERCULES project: A major R&G effort for marine engines of high efficiency and low emissions // CI-MAC.-Vienna.- 2007.- №31.

74. Leroy J.L., Crosshans G. New developments of turbocompaund diesel engines // Turbocharging and Turbocharges Simposium. 1986.- Pap №C123/86.

75. Meier E., Czerwinski J. Turbocharging Systems With Control Intervention for medium speed four-stroke diesel engines.- Transactions of ASME.-560.-V.lll.-July 1989.

76. New development of turbo-compaund diesel engines // 3-d Int. Conf. Turbo-compaunding and Turbocharges.- 1986.- London 6-8, May.

77. Okamura K. Development of a high output air cooled C.I. engine // I. Mech. E. Symposium.- 1968.- September.- P.- 86-97.

78. Ohtsu M., Shimada K. Utilization of excessive turbocharger efficiency CI-MAC.-Vienna.- 2007.- P. №123.

79. Power turbine option busts fuel economy of RTA engines // Mot. Ship.- 1984.-№767.- P.- 27.

80. Simon K.Chen, Rocky Lin. A review of engine advanced cycle and Rankine bottoming cycle and their loss evaluations // SAE Techn. Pap. Ser.- 1985.-№830124,- P. 51-82.

81. Stapersma D. Hugo T. Concept exploration applied to diesel engines // CI-MAC 2001.- Hamburg.

82. Sulzer expand RTA program // Diesel and Gas Turbine Worldwide.- v. 17.-№2.- 1985.- P.36.

83. Tennat D.W., Waltsham. The turbocompaund diesel engine // SAE Techn. Pap. Ser.- 1989.-№890647,- P. 151-165.

84. Tigges K. High efficient combination of 2-stroke direct propulsion drives with Diesel-Electric drives via recovery of thermal energy // CIMAC.-Vienna.-2007,-P. №123.

85. Timoney S.G. Turbocompaund ceramic combustion chamber diesel engine // 1-st Parsons int. turbine conference.- Dublin: 1984.- 28-29 June.- P.- 13-19.

86. Toyama Kasuke, Jashimotsu Toshio. Heat insulated turbocompaund engine // SAE Techn. Pap. Ser.- 1983.-№831345,-P. 11-12.

87. United States Patent №4897998 F 02 G 5/00. Turbo compound engine / Shi-geo Sekiyama, Shigeru Nibongi, Sadatoahi Mogami.- appl.№264298, field Oct. 28.- 1988.- Date of Patent-Feb. 6.- 1990.- 8p.107, ft

88. United States Patent №4894992 F 02 G 5/00. Turbo compound engine ^^ Shigeo Sekiyama.- appl.№263670, field Oct. 27.- 1988.- Date of Patent - Jan. 23.- 1990.- 9p.

89. United States Patent №4872311 F 02 B 41/10. Exaust gas turbine connected to engine output / Sturm M. - appl.№196160, field May 19.- 1988.- Date of Patent-Oct. 10.- 1989.- 19p.

90. Wallance F.J., Tarabad M., Howard D. Design and performance studies for a 1000 h. p. military version of the differential compound engine // Int. Conf. In-tegr. Engine Transmiss. Sist.- 1986.- Bath, July 8-9.

91. Watson N., Janota M.S. Turbocharging the internal combustion engine // Mac Millian.- 4.-P. 18.

92. Wilson D.E. The design of low specific fuel consumption turbocompaund engine // SAE Techn. Pap. Ser.- 1986.- №860078.- P. 16.

93. Woollenweber W.E. Turbo-Compound Cooling Systems for Heavy-Duty Engines. SAE Paper, №940842,1994. P.1335-1355.

94. Woschni G., Berghauer F. Verbesserung von kraftstoffVerbrunch und betriebsverhalten von verbrennungsmotoren durch turbocompounding. // MTZ.-1990.-51.-№3,-P. 108-116.

95. Xu Zhi Wei, Ph.D and Gu Hong Zhong. A low emission and effective exhaust energy recovery adiabatic engine system // SAE Techn. Pap. Ser.- 1990.-№900622.