Эффективность теплового цикла «Адиабатного» двигателя внутреннего сгорания с комбинированным наддувом

Алгоритм компьютерного вычисления всех технологических параметров процесса алмазного шлифования легко строится по формулам, приведенным в табл 3. Для всех используемых при черновом шлифовании алмазных кругов зернистостью (160/125)—(100/80) вычислены в Ехе1 технологические параметры и приведены в табл. 3. Аналогично для получистовых и чистовых процессов шлифования могут быть получены значения технологических параметров при задании соответствующих переменных в строках 1—3 табл. 3.

На основе анализа [1—3] процесса шлифования и вычислений плотности N(0—), шт/см2, зерен в алмазных кругах, среднего радиуса гз вершин зерен кругов различной зернистости, полученных результатов исследований по разрушению поверхности заготовок кругами (параметры Ь и Кь) стало возможным прогнозировать параметры процесса алмазного шлифования хрупких твердых материалов заготовок (строки 1—18 в табл. 3).

Использован прием воображаемого деления высоты алмазного круга на элементарные диски (их число — Ж,л д = к/в, шт). Ширина у каждого диска равна ширине в, мм, борозды, сформированной зернами круга, вершины которых лежат в самом верхнем (0—1 мкм) слое, т. е. оставляют

самые глубокие риски на шлифуемой поверхности заготовки.

Получена зависимость для расчета числа Nb д (0—1) зерен в слое (0—1 мкм) на одном элементарном диске, позволяющая определять суммарную ширину борозд круга от вершин зерен в слое (0—1) за 1 оборот или любое число оборотов круга. Поскольку на каждом элементарном диске круга для рассматриваемых зернистостей число зерен в слое (0 —1) равно от 3,91 до 1,49, то практически весь припуск снимается вершинами этих зерен.

Стало возможным вычислять максимальную продольную подачу стола станка при глубине резания t, мкм, по формуле

Упр max = M^0-^/^ м/мин.

Установлена зависимость для вычисления режущей способности круга, равная

Q = V V = *imax lr 1 обг з

= ^N^^-^^^n^d^./^, см3/мин.

Формулы (строки 1-18 табл. 3) позволяют управлять процессом шлифования алмазными кругами при черновых процессах. При этом используются задаваемые параметры режимов обработки (пи, пз, t, d3, dH) и вычисляемые

(пз^1об = ^пр, Qmax).

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Абразивная и алмазная обработка материалов [Текст]: Справочник / Под ред. А.Н. Резникова.— М.: Машиностроение, 1977.— 391 с.

2. Ваксер, Д.Б. Алмазная обработка технической керамики [Текст] / Д.Б. Ваксер, Н.В. Никитков

[и др.].— Л.: Машиностроение, 1976.— 160 с.

3. Никитков, Н.В. Математическое моделирование процессов алмазной абразивной обработки хрупких керамических материалов [Текст ] / Н.В. Никитков // Сб.: Математическое моделирование в машиностроении.— Труды СПбГПУ. № 466.— СПб.: Изд-во СПбГПУ, 1997.— 40 с.

УДК 629.1.032.001

Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов

ЭФФЕКТИВНОСТЬ ТЕПЛОВОГО ЦИКЛА «АДИАБАТНОГО» ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С КОМБИНИРОВАННЫМ НАДДУВОМ

В наиболее экономичных силовых установ- И представлялось вполне естественным, что ках, а именно, с поршневыми двигателями вну- термоизоляция камер сгорания рабочих цилин-треннего сгорания (ДВС) — до 30—35 % потен- дров ДВС могла бы увеличить полезное исполь-циальной энергии топлива непроизводительно зование потенциальной энергии топлива и потеряется на их охлаждение. высить и мощность и экономичность так

называемых «адиабатных» двигателей с ограниченными тепловыми потерями.

Однако, как показали натурные испытания и расчетно-теоретические исследования процесса работы подобных двигателей, положительный комплексный эффект от термоизоляции камер сгорания практически отсутствовал.

Действительно, среднее эффективное давление теплового цикла, а следовательно, мощность «адиабатных» двигателей заметно увеличивались, однако эффективный КПД и удельный расход топлива безнадежно отставали от таковых у двигателей «обычного» типа.

При этом, кстати, существенно возрастала температура выпускных газов, что в принципе могло бы служить энергетическим резервом, в частности для повышения КПД теплового цикла при комбинированном наддуве «адиабатных» двигателей, имеющих турбокомпрессор (ТК) и механическую связь с коленчатым валом двигателя, за счет использования реальной избыточной механической энергии газовой турбины ТК на предельных нагрузках ДВС.

Для расчетной проверки подобной возможности необходима разработка математической модели теплового цикла, в нашей работе для конкретности, ориентированной на технические данные дизеля ЯМЗ-238.

ЯМЗ-238 (8Ч13/14) — восьмицилиндровый четырехтактный дизель с неразделенными камерами сгорания, эффективной мощностью N = = 176,5 кВт (240 л.с.), с числом оборотов коленчатого вала п = 2100 мин-1 , средним эффективным давлением рабочего цикла ре = 0,678 МПа, максимальным давлением сгорания топлива рг = 8,5 МПа, удельным эффективным расходом топлива ge = 0,236 кг /кВт-ч, эффективным КПД Ле = 0,360, степенью сжатия / = 16,5, коэффициентом избытка воздуха при сгорании топлива а = 1,5, механическим КПД лм = 0,850 и коэффициентом наполнения цилиндров =0,85.

При низшей теплотворной способности дизельного топлива От = 10000 ккал/кг (42000 кДж/кг), теоретически необходимой для сжигания единицы массы дизельного топлива масса воздуха Х0 = 14,3 кг/кг и а = 1,5, общее теплосодержание единицы массы рабочей смеси с учетом единичной массы топлива равно 00 = 0К/1 + аЦ = 10000 /1 + аЬ0 = 445,4 ккал/кг.

При этом для производства только механической энергии с очевидностью используется лишь доля от общей тепловой энергии рабочей смеси, определяемая эффективным КПД двигателя, механическими потерями и теплопоте-рями в политропических процессах сжатия и расширения рабочего тела и потерями на те-плорассеяние во внешнюю среду.

Оценивая последние потери величиной в 8 %, найдем «полезную» энергию О1 в доле от общей энергии (см. рис. 1):

01=01+ог=[ле+(1 -лм)-0,08] о =

= [0,36 + (1 - 0,85)- 0,08]- 445,4 = 192 ккал/]

кг.

При показателях политроп сжатия П1 = 1,37 и расширения П1 = 1,22, начальных давлении в цилиндрах двигателя ра = 0,083 МПа (0,85 кгс/с2) и температуре Та « Т0 = 290 К, теплоемкостях рабочего тела при постоянном объеме и постоянном давлении соответственно су = 0,17 и ср = = 0,23 ккал/(кг-град) давления и температуры в узловых точках теплового цикла (см. рис. 1) составят [1]

рс = ра /" = 0,083 -16,51,37 = 3,86 МПа;

Тс = Та е"1 -1 = 290 16,51,37-1 = 818,2 К.

Степень повышения давления в цилиндре

равна

Ь = рг/ рс =8,5/3,86 = 2,2.

Отсюда Ту =ХТС =2,2-818,2 = 1800 К;

01 = су (Ту-Тс) =

= 0,17 (1800 - 818,2) = 167 ккал/кг;

01 = 01 -01 = 192 -167 = 25 ккал/кг;

Тг = ОЦ/ ср + Ту = 25/0,23 +1800 = 1908,7 К. Степень предварительного расширения р = уг / уа = Тг/Ту =1908,7/1800 = 1,060; степень последующего расширения

5 = Уа /Уг =в/р = 16,5/1,060 = 15,57.

Отсюда рь = рг/ 5"2 = 8,5/15,571,22 = 0,30 МПа.

Ть = Тг/ 5"3-1 = 1904,3/15,57и2-1 = 1043,4 К.

Среднее индикаторное давление цикла [2]

х

Хр

п2 -1 3,86

рР х

8-1

'1 -1

п2 -1

1 < 1 -1

п -1

П-1

16,5 -1 1

2,2 (1,060 -1)+ 2,2-1,060 х ^ ' 1,22 -1

15,57

1,22-1

1

1,37 -1

1

1

16,5

1,37-1

= 0,795 МПа.

В первом приближении (тепловые потери в политропических процессах сжатия и расширения учтены выше) индикаторный КПД л 1 для участка « z - Ь » цикла (см. рис. 1) определяется соотношением

Л? = (Т -Ть)/Т = = (1908,7 -1043,4)/1908,7 = 0,453.

При этом ход поршня соответствует отношению 8 = Уа / У2 , и для приведения КПД к полному ходу значение л° следует умножить на отношение 8/8 = 1/Р :

Лр = л0/р = 0,453/1,060 = 0,427.

Далее в соответствии с функциональной зависимостью для механического КПД от мощности двигателя [3] получаем

ЛМ = N¡1

ыр+ые

1 -Лм Л

м у

где Ые и лм — фактические данные «базового» двигателя.

Поскольку ыр =лМЫР , Ые =ЛмN , а ЫР и N для различной степени форсирования конкретного двигателя пропорциональны соответственно только р? и р, то после преобразована имеем лМ =1 -(1 "Лм)Рг1Рр .

Для дизеля ЯМЗ-238 лм = 0,850, р/ = ре/ лм= = 0,678/0,850 = 0,798, и для любой его мощности

лм

= 1 -(1 -0,850)0,798/лр = 1 -0,12/рр .

Для рассчитываемого варианта

и

Рис. 1. Расчетная схема теплового цикла быстроходного дизеля (индикаторная диаграмма):

р — давление; V — объем; Уа — полный объем цилиндра; Ус — объем камеры сгорания; Vh — рабочий объем; Vz — объем на конец предварительного расширения; VЬ — объем на конец процесса расширения; Q1 + 0"= Q1 — теплота, подводимая к рабочему телу; 02 — отводимая теплота; п1 и п2 — показатели политроп сжатия и расширения; ¥ — площадь индикаторной диаграммы; ВМТ — верхняя мертвая точка положения поршня; НМТ — нижняя мертвая точка

Лм = 1 - 0,12/0,795 = 0,849

рр = лмргр = 0,849-0,795 = 0,675.

Соответственно, расчетные эффективный КПД и удельный расход топлива составят

Лр =лм Лр = 0,849 • 0,427 = 0,363;

§е = 3600/он-Лр = = 3600 / 42000 - 0,363 = 0,236 кг/кВт-ч.

Эффективная мощность N Р = ЫерР /ре = = 175,5-0,675/0,678 = 175,7 кВт.

Все основные расчетные величины, такие, как рр, лр , §р и ыр, по сути тождественны исходным показателям дизеля ЯМЗ-238 (поз. 1, табл. 1). Следовательно, предлагаемая математическая модель работоспособна.

Применительно к двигателю с теплоизолированными камерами сгорания аналогичные расчеты проведены с градацией роста дополни-

~' Таблица 1

Гч)

Парметры теплового цикла с частичным использованием теплоты, теряемой на охлаждение камер сгорания двигателя

№ п/п <2ъ ккал/кг ккал/кг Т К Р, МПа т МПа Р 5 Рь МПа т/ К Р?> МПа кВт Л? > г/кВт-ч

1 192 25 1908,7 0,30 1043,4 1,060 15,57 0,795 0,427 0,849 0,675 175,7 0,363 236

2 212 44 1991,3 0,31 1098,9 1,106 14,91 0,858 0,405 0,861 0,739 192,5 0,349 246

3 232 64 2078,3 0,33 1157,7 1,155 14,29 0,924 0,384 0,871 0,805 209,5 0,334 256

4 252 84 2165,2 0,35 1217,0 1,203 13,72 0,988 0,364 0,880 0,869 226,3 0,320 268

5 272 104 2252,2 0,37 1276,9 1,251 13,19 1,052 0,346 0,887 0,933 243,0 0,307 279

р3 = 8,5 МПа,ра = 0,083 МПа,рс = 3,86 МПа, Та = 290 К; Тс = 818,2 К; Ту = 1800 К; <2{ = 167 ккал/кг; е = 16,5,1 = 2,2; п1 = 1,37; п2 = 1,22; с5 = 0,17 ккал/кг-град; ср = 0,23 ккал/кгтрад

Таблица 2

Эффективность теплового цикла «адиабатного» двигателя с комбинированным надцувом

№ п/п ккал/кг Рн т^Н 5 ' К т^Н 5 ' К МПа Лм К, кВт рЬ МПа Л? С кг/ кВтхч кг/с х*. кВт кг/с К кДж кВт 2ХН> кВт 2Х 2&н> кг/кВт-ч 2Х

1 165 1,054 1990,1 1097,8 1,081 0,889 250,20 0,961 0,378 0,227 0,467 36,99 0,485 1031,8 119,76 40,98 254,20 0,891 0,226 0,381

2 185 1,100 2077,1 1157,0 1,217 0,902 285,73 1,098 0,363 0,236 0,554 43,88 0,577 1083,3 125,66 51,16 293,01 0,904 0,235 0,365

3 205 1,146 1216,9 1,320 0,909 312,42 1,200 0,347 0,247 0,634 50,21 0,659 1135,4 131,70 61,24 323,49 0,912 0,246 0,348 4

4 225 1,192 2251,0 1277,3 1,421 0,916 338,80 1,301 0,332 0,258 0,718 56,87 0,746 1187,9 137,80 73,56 355,49 0,919 0,257 0,334

5 245 1,238 2337,9 1338,2 1,521 0,921 364,88 1,402 0,318 0,269 0,807 63,91 0,838 1240,9 143,94 86,32 387,89 0,926 0,267 0,321

ан = 1,8; 8Н = 14; ср = 1,15; = 12,3 МПа; = 6,87 МПа; X = 1,79;рк = 0,18 МПа; Ръ = 0,15 МПа; д' = 141,7 ккал/кг; Т* = 387,1 К;

тельной «полезной» тепловой энергии Д( : 20, 40, 60, и 80 ккал/кг. Полученные при этом расчетные данные приведены в поз. 2—5 табл. 1.

Как видно по табл.1, при увеличении ( существенно возрастает среднее эффективное давление рр теплового цикла, однако эффективный КПД цР «адиабатного» двигателя неуклонно убывает, температура Ть выпускных газов растет, а следовательно, непроизводительные потери возрастают.

Для форсированного дизеля ЯМЗ-238 первоначально только в варианте «свободного» газотурбинного наддува (без механической связи турбокомпрессора с двигателем) возможное для него эффективное давление рН и мощность И^Н при принятом давлении наддува рк = 0,18 МПа и, естественно, увеличенном коэффициенте избытка воздуха а = 1,8 может быть определено по формуле [1]

Рк = Ро+т (Н -, А,н = рНан/реа , а т = 0,12,

где

или

Рн = аРе Ре ан

(

Рк - Ро

+1

щ

1,5 • 0,678 ( 0,18 - 0,098

1,8

0,12

+1 1 = 0,951 МПа;

цМ = ин

( 1 -ц ^ Nн + N ц

± 1 е е

= 247,6/1 247,6 +176,51 0,85 1 = 0,888

и

Цм у 8

0,85

РН = РН/ ЦМ = 0,951/0,888 = 1,071.

При реальном условии равенства индикаторных КПД форсированного и нефорсированного двигателей удельный расход топлива составит

еН = & Цм/ цМ = 236 • 0,850/888 = = 225,9 кг/кВт • ч .

Выигрыш в расходе топлива по отношению к таковому у нефорсированного двигателя (поз. 1 табл. 1) составляет примерно 10 г/кВт-ч (7,35 кг/л.с.-ч), реальность чего, кстати говоря, подтверждается практикой эксплуатации дизелей.

Эффективный КПД

3600 3600

цН =-

= 0,379.

^ = N^1 Ре = 176,5 • 0,951/0,678 = 247,6 кВт.

Сообразно предыдущему проведем расчет при наддуве:

(Г еен 42000 • 0,225,9

Для определения параметров цикла дизеля с газотурбинным наддувом (ГТН) ранее принятая теплопотеря в 8 % в данном случае уменьшается до 5 %, поскольку увеличение при наддуве теплонапряженности камер сгорания конкретного ДВС практически не изменяет поверхности охлаждения этих камер.

Таким образом, при общей вносимой в цикл

удельной теплоте (Н = (1 + а%) = 10000/

/(1 + 1,8-14,3) = 374 ккал/кг тепловая энергия, используемая только для производства механической работы, равна

он =

= [0,379 + (1 - 0,888) - 0,05]• 374 = 165,0 ккал/кг.

Для форсированного цикла принимается: РН = 12,3 МПа; еН = 14; аН = 1,8; п1 = 1,38; п2 = = 1,23; давление наддува Рк = 0,18 МПа, давление перед газовой турбиной ТК рТ = 0,15 МПа.

Начальное давление в цилиндрах ДВС

РН = Рк = 0,18 МПа.

Для более полного использования тепловой энергии выпускных газов промежуточный холодильник воздуха перед его поступлением в цилиндры двигателя исключается, и поэтому начальная температура воздуха Т= Тк , где Тк — температура воздуха на выходе из центробежного компрессора.

При степени повышения давления %к = рк/ р0= = 0,18/0,098 = 1,84 и показателе политропы процесса сжатия в компрессоре п0 = 1,9 начальная температура воздуха в цилиндрах двигателя будет

Т"а = Тк = Т0 %п°-1 = 290 • 1,841,9-1 = 387,1 К.

По аналогии с расчетом для нефорсированного двигателя вычисляем:

РН = 0,18-141,38 = 6,87 МПа;

ТН = 387,1 •141,38-1 = 1055,2 К;

Ь = 12,3/6,87 = 1,79;

Т/ = 1,79-1055,2 = 1888,8 К;

01 = 0,17 (1888,8 -1055,2) = 141,7 ккал/кг; 0[ = 165-141,7 = 23,3 ккал/кг; Т? = 23,3/0,23 +1888,8 = 1990,1 К; р = 1990,1 /1888,8 = 1,054;

8 = 14/1,054 = 13,28 ; рь = 12,3/13,281'23 = 0,511 МПа: Тьн = 1990,1/13,281,23-1 = 1097,8 К; 6, 87

рн = 14-1 (0,037 + 3,678-1,67) = 1,081 МПа;

лМ = 1 - 0,12/1,081 = 0,889; р1 = 0,889 -1,081 = 0,961 МПа; лН = 0,889(1990,1 -1097,8)/1990,1 -1,054 = 0,378.

gf = 3600/42000 - 0,378 = 0,227 кг/кВтхч;

Ы? = 176,5 - 0,961/0,678 = 250,2 кВт.

В данном случае также имеет место хорошее совпадение основных показателей теплового цикла с предварительно установленными.

Расчетные данные по двигателю с ГТН, включая и его «адиабатные» варианты, представлены в табл. 2 (поз. 1—5, графы 2—11).

Очевидно, и при «свободном» газотурбинном наддуве не исключаются характерные особенности «адиабатных» двигателей — рост их мощности и падение КПД с увеличением р .

Следующий расчетный этап — анализ работы газотурбокомпрессора (табл. 2, графы 12—17).

В выпускном трубопроводе двигателя сообразно расчетному расходу выпускных газов практически устанавливается принятое давление рт = 0,15 МПа.

При этом процесс расширения газов в трубопроводе с давления рь — изотермический, поскольку снижение температуры при расширении компенсируется ее повышением за счет энергии торможения газового потока.

Однако за счет продувочного воздуха (ф = 1,15) температура ТЬ несколько снижается,

и реальную температуру газа перед турбиной можно оценить по выражению

Т н

ГйнСвн/ ф + ТпСвн(ф-1)/ф

GH

где GH / Ф — количество воздуха в цилиндрах двигателя, непосредственно используемого в тепловом процессе; GH (ф-1)/ ф — избыточное

количество воздуха; GH — количество выпускных газов; Тп — температура продувочного воздуха на выходе из цилиндров.

Полагая GH « GH , а нагрев продувочного воздуха в цилиндрах (дополнительно к его исходной температуре Тк = 387,1 К) примерно, 200 °С, окончательно имеем Тт « 0,87т" + 76,7 К (Тп -590 К).

Производительность компрессора [4] —

GH =

Nн g>H фЦ.

; расход выпускных газов —

3600

огН = он (1+V а^).

Мощность компрессора ТК составит

Nк = ОВ^к ад/лк ад ,

где л к ад — адиабатический КПД компрессора [4]. Мощность газовой турбины равна

^ = адЛт ,

где Лт = Лт адЛтКмех ( Лтад — по ГОСТ 9б58-81; Лткмех = 0,98).

Адиабатическая работа компрессора:

Lk ад -"

к -1

ад

(4к-1))к -1),

где газовая постоянная — Яв = 0,287 кДж/кг-град, Т0 = 290 К, показатель адиабаты воздуха — к = 1,4.

Работа газовой турбины:

L ад -

к

-RrTT

к'-1 r т

(

(

1 -

Рт

л(к'-1)/к ' ^

где Rr = 0,288 кДж/кг-град, к' = 1,35. В частности для табл. 2, поз. 1:

GB1 -

250,2 • 0,227-1,8-1,15-14,3

L ад -

3600 1,4

- 0,467 кг/с;

• 0,287•290х

1,4-1

:(1,84(('4-1)/1'4 -1)- 55,44 кДж.

Для расчетных £вн и %к = рк/р0 = 0,18/0,098 = = 1,84 по ГОСТ 9658—81 требуется турбокомпрессор ТКР-11, для которого Цкад = 0,7, ЦТ ад = 0,72. Для него

Ик = 0,467 • 55,44/0,7 = 36,99 кВт;

Ог = 0,4671 1 +

1

= 0,485 кг/с;

1,8-14,3,

Тт = 0,87 •1097,8 + 76,7 = 1031,8 К; 1,35

ЬТ ад =

1-

ад 1,35-1

((,35-1)1,35 Л

0,288 1031,8 х

0,098 0,15

= 119,76 кДж/кг;

ХцМ =-

н1 -ц

X Мн+М

расход топлива

X ее11 ее11 к^кВт • ч ; ХЦм

эффективный КПД

X н = 3600 ХЦе = 42000 •х ее1. Для табл. 2, поз. 1:

X = 250,2 + (40,98 - 36,99) = 254,2 кВт;

ХцМ =-

254,2

254,2 + 250,2

1 - 0,889 0,889

= 0,891;

Xее11 = "0^227 = 226 г/кВт• ч ;

0,891

XцН =-

3600

= 0,381.

ИТ = 0,485 19,76 • 0,72 • 0,98 = 40,98 кВт

(ЦтКМех = 0,98).

Расчетные данные для всего комплекса рассматриваемых вариантов тепловых циклов представлены в графах 12—17 табл. 2.

В заключительной стадии расчетов двигателя с комбинированным наддувом (графы 18—21): суммарная мощность

X мен = мен + (Мт - Мк) кВт; механический КПД

X мен

42000•0,225

По результатам полных расчетов (см. табл. 2) очевидно, что эффективность работы «адиабатного» двигателя с комбинированным наддувом по сравнению с таковой у нефорсированного двигателя (см. табл. 1) заметно улучшилась, но в общих соотношениях мощности и экономичности при форсировании, по существу, ничего не изменилось.

К примеру, по поз. 1 и 5 табл. 2 (графа 20) удельный расход топлива «адиабатного» двигателя увеличился на 41 г/кВт-ч, а КПД уменьшился с 0,381 до 0,321.

Таким образом, «адиабатный» двигатель и с комбинированным наддувом также неконкурентоспособен по экономичности по сравнению с двигателем «обычного» типа.

Проведенное исследование показало, что при заданном максимальном давлении р2 сгорания топлива возможно полезное использование вносимого в цикл «добавочного» количества теплоты только за счет увеличения степени предварительного расширения р рабочего тела, что увеличивает площадь И индикаторной диаграммы (см. рис. 1), характеризующую энергетическую способность теплового цикла, однако при этом сокращается степень последующего расширения й, что уменьшает эффективность использования теплосодержания рабочего тела и снижает эффективный КПД двигателя.

Разумеется, увеличение р2 в общем повышает КПД двигателей за счет повышения степени сжатия, однако указанное выше нежелательное соотношение между мощностью и эффективным КПД остается неизменным.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Русинов, Р.В. Двигатели автомобилей и тракторов [Текст] / Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов.— СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2009.— С. 29, 120.

2.Теория ДВС [Текст]: учебник / Под ред. Н.Я. Дьяченко.— М.: Машиностроение, 1974.— С. 123.

3. Русинов, Р.В. Сравнительный анализ эффективности работы дизелей с газотурбинным и механическим

наддувом [Текст] / Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов / Научно-технические ведомости СПбГПУ. Серия: Наука и образование. — 2010. № 4(110). — С. 112.

4. Русинов, Р.В. Агрегаты наддува двигателей внутреннего сгорания [Текст] / Р.В. Русинов.— СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2006.— С. 20.

М