К вопросу вторичного использования эксергии выпускных газов в автотракторных силовых установках

Полный текст

ВВЕДЕНИЕ

Известно, что с выхлопными газами (ВГ) автотракторный дизель выбрасывает в окружающую среду (ОС) сравнительно большое количество энергии, величина которой может достигать 35–40% и более общего количества теплоты, выделившейся от сгоревшего в двигателе топлива. Кроме того, до 28% теплоты может рассеиваться в ОС системой охлаждения двигателя. При этом КПД двигателей не превышает 40% при условии полной и равномерной загрузки [1]. В то же время известно, что средняя загрузка тракторного двигателя в течение года находится в пределах 60–70% [2]. По этой причине реальный КПД двигателя будет еще ниже.

Вопросу вторичного использования эксергии мощных силовых установок в настоящее время уделяется большое внимание. Анализ литературных источников показал, что эксергия выхлопных газов может трансформироваться в электроэнергию, теплоту или холод [3, 4, 5]. Холод производится с помощью абсорбционных бромисто-литиевых холодильных машин.

Процесс, когда в результате утилизации ВГ вторично используется эксергия в виде электроэнергии и теплоты называется когенерацией. Тригенерацией называют процесс, когда эксергия ВГ используется для производства электроэнергии, теплоты и холода.

При применении тригенерации совместно с силовыми турбинами или двигателями Стирлинга удается повысить КПД судовых силовых установок до 80%. При этом нельзя забывать, что мощность главных судовых двигателей достигает 20,0 МВт и более.

Автотракторные двигатели по сравнению с судовыми, тепловозными, стационарными и тому подобными двигателями развивают намного меньшую мощность (до 600–650 кВт).

Наличие низкопотенциальной эксергии, непредсказуемые колебания ее амплитуды и частоты, а также недостаточный уровень технологической и конструкторской проработки систем утилизации эксергии ВГ способствует снижению эффективности при их использовании. Поэтому в настоящее время на автотракторных двигателях эксергия ВГ в основном используется для работы турбокомпрессоров (волновые обменники давления) и в редких случаях – силовых турбин.

Максимальный эксергетический потенциал ВГ имеет место в выпускном канале головки. Турбина может устанавливаться непосредственно на фланец коллектора (Д-440) или с помощью дополнительных выпускных патрубков (ЯМЗ-238, ЯМЗ-240, СМД-62). Из перечисленных марок самую оптимальную компоновку ТКР с коллектором имеет двигатель СМД-62. Этот двигатель изначально проектировался с газотурбинным наддувом и считался базовым для других модификаций, поэтому потери в коллекторах у него должны находиться на минимальном уровне. Разработчики других марок за базовый принимали безнаддувный вариант. В этом случае конструкция выпускного тракта для базового варианта должна быть оптимальной, но для наддувного она не всегда может быть оптимальной, что приводит к потерям работоспособности газового потока.

Суммарный потенциал бросовой эксергии двигателей мощностью, например, 600–650 кВт, если просуммировать возможные потери системой выпуска, системой охлаждения и смазки, может достигать внушительной величины – до 1400 МДж/ч и более. Из них до 640 МДж/ч приходится на ВГ [6].

Несмотря на то, что располагаемая эксергия ВГ велика, современные технологии и конструкции газовыпускных систем автотракторных двигателей не позволяют эффективно ее использовать.

Потери работоспособности газа (диссипация) в момент выпуска из-за несовершенства газовыпускных систем достигают больших значений. В многочисленных публикациях акцентируется внимание на том, что эксергия ВГ, реализуемая в турбине, не превышает 20–25% от располагаемой [7]. Особо велики потери в момент начала открытия выпускного клапана, когда скорость газа в клапанной щели достигает критической (приближается к скорости звука или превышает его). Диссипация – это работа сил внутреннего трения, вызванная вязкостью газа [8].

Величина потерь зависит от конструктивных особенностей газовыпускного тракта, технической характеристики агрегата для утилизации бросовой эксергии. Очевидно, что больших потерь следует ожидать при утилизации ВГ по сравнению с охлаждающей жидкостью и маслом. Причина – высокая температура (до 700 °С), большая скорость истечения газов. На данный момент исключить потери (диссипацию) эксергии в момент выпуска газов из цилиндра в выпускной канал головки не представляется возможным.

Из выпускных каналов головки ВГ попадают в коллектор. С точки зрения минимизации потерь эксергии в ОС, площадь боковой поверхности коллектора должна быть минимальной и покрыта теплоизоляцией. Утилизационный агрегат желательно устанавливать непосредственно на коллектор или как можно ближе к нему.

При наддуве возрастает объем и плотность воздуха, поступающего в цилиндры двигателя, что позволяет увеличить цикловую подачу топлива и получить большую мощность и снизить удельный расход топлива. В то же время автотракторные двигатели с газотурбинным наддувом имеют ряд существенных недостатков: снижение крутящего момента, более низкую топливную экономичность на частичных нагрузочных режимах по сравнению с безнаддувным вариантом [8, 9]. Повышение плотности воздуха на впуске происходит не только путем его сжатия, но и охлаждения в специальных охладителях, а также в результате изменения климатических условий эксплуатации машин. В последнем случае затраты полезной работы, которая частично снимается с коленчатого вала двигателя, могут быть сведены к нулю даже на частичных нагрузках. Увеличение плотности воздуха на впуске за счет снижения его температуры (климатический наддув) – процесс неуправляемый, но реальный.

В случаях, когда применяется глубокая (многоступенчатая) утилизация эксергии ВГ с использованием линейки агрегатов, например, силовая турбина, турбокомпрессор, рекуператор и т.п., то учитываются технические приоритеты впереди стоящего агрегата перед другими. Очевидно, что вначале ВГ должны проходить через силовую турбину, а затем через ТКР, потому что они имеют сравнительно большой эксергетический потенциал, что способствует максимальному росту коэффициента полезного использования теплоты ВГ. В ряде случаев турбина и турбокомпрессор могут работать параллельно. После турбины и турбокомпрессора пульсация газового потока и его температура выравниваются, в результате чего рекуператор работает более эффективно. Каждая последующая ступень утилизации эксергии ВГ должна учитывать выходные параметры предыдущей и максимально использовать имеющийся ресурс на своем уровне.

Цель исследования – оценка эффективности применения комплексной системы утилизации термомеханической эксергии ВГ дизельного двигателя. Обоснование вида и количества ступеней утилизации эксергии ВГ на автотракторных дизелях в широком диапазоне температур ОС и нагрузочных режимов.

МАТЕРИАЛЫ И МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ

В процессе аналитических и экспериментальных исследований применялись известные методы оптимизации и математической статистики. Использовались теоретические основы теплотехники и теории двигателей внутреннего сгорания. Испытания проводились в соответствии с ГОСТ 18509-88 «Дизели тракторные и комбайновые» и ГОСТ 24026-80 «Исследовательские испытания. Планирование эксперимента. Термины и определения».

Экспериментальные исследования проводились на двигателях СМД-62 (6ЧН13,0/11,5) и Д-440 (ЧН13,0/14,0), которые располагались на открытой площадке и находились в полной комплектации. Тормозные стенды КИ-2118А вместе с контрольно-измерительной аппаратурой размещались в лаборатории (отапливаемое помещение). В двигатели заливалось свежее масло марки М-8Г2к ГОСТ 8581-78. Часовой расход топлива определялся весовым методом с помощью полуавтоматического прибора конструкции кафедры «Автомобили и тракторы» Новосибирского ГАУ. Температуры охлаждающей жидкости, масла, выхлопных и отработанных газов, ОС регистрировались с помощью устройства УКТ38-Щ4.ТП, адаптера АС2, преобразователя интерфейсов RS-232 USB. Давление воздуха во впускном коллекторе, выпускных газов перед турбиной и отработанных после турбины измерялось манометрами с ценой деления 0,01 кг/см². Температура ВГ фиксировалась в заторможенном потоке с помощью хромель-алюмелевых термопар.

РЕЗУЛЬТАТЫ И ОБСУЖДЕНИЕ

До настоящего времени глубокая (многоступенчатая система) утилизация эксергии ВГ на автотракторных двигателях не нашла применения, что прежде всего связано с малой мощностью двигателей. В то же время на двигатели устанавливают системы газотурбинного наддува (ГТН). Турбина турбокомпрессора утилизирует самую ценную часть эксергии – механическую составляющую ВГ (давление и скорость газового потока). С увеличением мощности двигателя растет мощность газового потока, поэтому, поставив силовую турбину, можно значительно увеличить эффективность работы многоступенчатой системы утилизации.

Во время оценки термодинамического совершенства системы газотурбинного наддува на входе и выходе из системы мы встречаем потоки энергии разного качества, оценка которых возможна только при сведении всех потоков к единому масштабу. Этого можно добиться, воспользовавшись эксергетическим методом.

Общие потери работоспособности ВГ в утилизационном агрегате, газопроводе и других устройствах определялись по формуле:

$D_{ВГ}=1-\frac{\Delta {Е}_{ТК}^{*}}{{Е}_{ВГ}^{*}}$,     (1)

где $\Delta {Е}_{ТК}^{*}$ – эксергия заторможенного потока ВГ, срабатываемая в утилизационном агрегате, с учетом потерь, МДж/ч; ${Е}_{ВГ}^{*}$ – эксергия заторможенного потока выпускных газов (по параметрам ВГ перед турбиной), МДж/ч.

В итоге достигается качественная и количественная оценка степени термодинамического совершенства системы [10, 11].

В качестве примера рассмотрим систему ГТН (первая ступень утилизации ВГ). С целью повышения эффективности вторичного использования эксергии ВГ и оценки уровня совершенства системы ГТН разделим процесс выпуска на ряд составляющих (рис. 1):

• располагаемая работа ВГ (по параметрам ВГ перед выпускным клапаном в момент его открытия и до конца такта расширения ${Е}_{расп}$);
• максимальный эксергетический потенциал ВГ, подлежащий утилизации, (по параметрам ВГ перед турбиной ${Е}_{\max }^{Т}$);
• механическая эксергия свободного выпуска (по параметрам ВГ перед турбиной ${Е}_{р}^{св}$);
• механическая эксергия принудительного выпуска (по параметрам ВГ перед турбиной $E_p^{пр}$);
• термическая эксергия свободного выпуска (по параметрам ВГ перед турбиной $E_T$).

 

Рис. 1. Диаграмма эксергии, используемой в турбокомпрессоре двигателя.

Fig. 1. The diagram of the exergy, used in the engine turbocharger.

 

Представим это в виде равенства (2):

$E_{\max }^T=E_{Т}+E_p^{св}+E_p^{пр}$.      (2)

Поделив на величину $E_{\max }^T$ получим равенство:

${\delta }_T+{\delta }_p^{св}+{\delta }_{р}^{пр}=1$,    (3)

где ${\delta }_T$ – доля термической составляющей эксергии ВГ, срабатываемая в турбине; ${\delta }_p^{св}$ – доля механической составляющей эксергии ВГ в период свободного выпуска, срабатываемая в турбине; ${\delta }_{р}^{пр}$ – доля механической составляющей эксергии ВГ в период принудительного выпуска (работа, снимаемая с коленчатого вала двигателя).

Уравнение (3) определяет количественное и качественное соотношения между составляющими эксергии ВГ относительно максимального эксергетического потенциала ВГ, подлежащего утилизации. Первая составляющая ${\delta }_T$ характеризует изменение скоростного напора газового потока, вторая ${\delta }_p^{св}$ – волны давления в проточной части турбины и последняя – величину полезной работы двигателя, затрачиваемую на принудительное выталкивание рабочего тела из цилиндра. Наличие последней составляющей ${\delta }_{ог}^{пр}$ крайне нежелательно, так как она получается в результате двойного преобразования эксергии сгоревшего топлива в полезную работу двигателя, а затем в работу выталкивания с низким общим КПД, что ухудшает экономичность двигателя.

Стендовые испытания тракторного двигателя постоянной мощности 4ЧН13,0/14,0 с ТКР-8,5 показали, что на холостом ходу потери работоспособности ВГ ($D_{ВГ}$) составляют 0,81 . С увеличением нагрузки до номинальной (78,7 кВт при 1750 мин^-1) на регуляторной ветви внешней скоростной характеристики потери снижаются до 0,73.  Дальнейшая работа двигателя на корректорном участке до максимального крутящего момента вновь сопровождается повышением работоспособности ВГ до 0,84  (рис. 2).

 

Рис. 2. Эксергетический коэффициент использования эксергии выпускных газов в турбокомпрессоре ТКР-8,5 при работе двигателя Д-440 на внешней скоростной характеристике.

Fig. 2. Exergy coefficient of using exhaust exergy in the TKR-8.5 turbocharger for the D-440 engine operation at the full-load curve.

 

Потери работоспособности ВГ двигателя СМД-52 с ТКР-11Н-1 на номинальном режиме составили 0,8. При этом максимальные потери работоспособности ВГ на холостом ходу составляют 0,92 (рис. 3). Испытания подтвердили достоверность ранее полученных результатов и предположение о зависимости потерь работоспособности ВГ от конструктивных особенностей газовыпускных трактов. Результаты испытаний показали более высокую эффективность газовыпускной системы двигателя СМД-62 по сравнению с Д-440. Этого следовало ожидать, так как базовым является двигатель с ГТН.

 

Рис. 3. Зависимость коэффициента использования эксергии выпускных газов двигателя СМД-62 в турбокомпрессоре ТКР-11Н-1 по нагрузочной характеристике при 2100 мин^-1 -х-х-х- - $\mathbf{(}{\mathit{t}}_{\mathbf{о}\mathbf{с}}\mathbf{=}\mathbf{+}{\mathbf{24}}^{\mathbf{о}}\mathit{С}\mathbf{)}$; - о - о - о- - $\mathbf{(}{\mathit{t}}_{\mathbf{о}\mathbf{с}}\mathbf{=}\mathbf{-}{\mathbf{33}}^{\mathbf{о}}\mathit{С}\mathbf{)}$.

Fig. 3. Coefficient of usage of the SMD-62 engine exhaust exergy in the TKR-11N-1 turbocharger at load characteristic for for n_en=2100 min^-1 х-х-х- - $\mathbf{(}{\mathit{t}}_{\mathbf{о}\mathbf{с}}\mathbf{=}\mathbf{+}{\mathbf{24}}^{\mathbf{о}}\mathit{С}\mathbf{)}$; - о - о - о- - $\mathbf{(}{\mathit{t}}_{\mathbf{о}\mathbf{с}}\mathbf{=}\mathbf{-}{\mathbf{33}}^{\mathbf{о}}\mathit{С}\mathbf{)}$.

 

С понижением температуры ОС с плюс 24 °С до минус 33 °С потери работоспособности газового потока незначительно снижаются. Так, на номинальном режиме снижение составило 0,03. Снижение потерь работоспособности потока можно объяснить увеличением потерь в ОС (нет теплоизоляции).

Результаты испытаний двигателей средней мощности (СМД-62 и Д-440) показали, что на частичных нагрузках, в ряде случаев вплоть до 70% от номинальной мощности, установка ТКР сопровождается снижением их экономичности. Основная причина заключается в том, что при наддуве используется часть эксергетического потенциала ВГ перед турбиной и часть механической работы двигателя, которая снимается с коленчатого вала и снижается с увеличением степени загрузки двигателя. Вследствие этого с увеличением степени загрузки двигателя эффективность работы системы ГТН повышается. Экспериментальные исследования показали, что абсолютная величина потерь на принудительное выталкивание для ТКР-11Н-1 может достигать 7,92 кВт при развиваемой турбиной мощности 21,2 кВт. Повысить эффективность работы автотракторной силовой установки, как следует из уравнения (3), можно путем изменения количества рабочего тела перед турбиной. Для регулирования количества и параметров ВГ (температуры и давления) предлагается применение раздельного выпуска или устройства автоматического изменения угла открытия выпускного клапана в зависимости от частоты вращения коленчатого вала, нагрузки и температуры ОС [9].

На рис. 1 показана часть индикаторной диаграммы (конец расширения и выпуски свободный и принудительный). Точкой $b$ обозначено начало открытия выпускного клапана серийного двигателя, а точкой $b^{/}$ – начало открытия выпускного клапана опытного. Изменяя положение точки $b$ на индикаторной диаграмме, можно настраивать многоступенчатую систему утилизации теплоты ВГ на оптимальные показатели.

Понижение температуры ОС от плюс 24 ^оС до минус 33 ^оС вызывает падение температуры газов перед сопловым аппаратом турбины. Причем степень снижения температуры газов возрастает с увеличением нагрузки. На холостом ходу температура снизилась с 215 ^оС до 187 ^оС, а при полной нагрузке – с 680 ^оС до 560 ^оС. Причина – увеличение коэффициента избытка воздуха и, как следствие, уменьшение температуры ВГ. В то же время теплоперепад, который определяет адиабатическую работу турбины, возрастает. Например, если при температуре ОС плюс 24 ^оС и номинальной нагрузке $\Delta H={90}^{о}$, то при минус 33 ^оС – $\Delta H={120}^{о}$.

В ходе экспериментальных работ были получены зависимости максимальной потенциальной эксергии ВГ перед входом в турбину при разных нагрузках и температурах ОС (рис. 4). При температуре ОС минус 33 ^оС эксергия ВГ на 2–3% меньше по сравнению с результатами, которые были получены при температуре плюс 24 ^оС и прочих равных условиях [12]. Слабую зависимость эксергии ВГ от температуры ОС можно объяснить следующим образом. Дело в том, что с понижением температуры ОС весовое наполнение цилиндров воздухом возрастает. В то же время примерно пропорционально снижается температура ВГ. В итоге независимо от температуры ОС эксергия ВГ практически остается на прежнем уровне. Аналогичную картину можно наблюдать при повышении температуры ОС.

 

Рис. 4. Зависимость максимальной эксергии выпускных газов перед турбокомпрессором от степени загрузки двигателя СМД-62 2100 мин^-1 -х-х-х- - $\mathbf{(}{\mathit{t}}_{\mathbf{о}\mathbf{с}}\mathbf{=}\mathbf{+}{\mathbf{24}}^{\mathbf{о}}\mathit{С}\mathbf{)}$; - о - о - о- - $\mathbf{(}{\mathit{t}}_{\mathbf{о}\mathbf{с}}\mathbf{=}\mathbf{-}{\mathbf{33}}^{\mathbf{о}}\mathit{С}\mathbf{)}$.

Fig. 4. Maximal exhaust exergy at the turbocharger inlet, depending on the load ratio of the SMD-62 engine (n_en=2100 min^-1) -х-х-х- - $\mathbf{(}{\mathit{t}}_{\mathbf{о}\mathbf{с}}\mathbf{=}\mathbf{+}{\mathbf{24}}^{\mathbf{о}}\mathit{С}\mathbf{)}$; - о - о - о- - $\mathbf{(}{\mathit{t}}_{\mathbf{о}\mathbf{с}}\mathbf{=}\mathbf{-}{\mathbf{33}}^{\mathbf{о}}\mathit{С}\mathbf{)}$.

 

На рис. 5 представлена зависимость мощности, развиваемой турбиной, включающая суммарные потери турбокомпрессора ТКР-11Н-1, от температуры ОС. Из рисунка видно, что с понижением температуры ОС с плюс 24 ^оС до минус 33 ^оС мощность потока возрастает от 21,2 кВт до 32,1 кВт. Характер представленной зависимости можно объяснить таким образом: с понижением температуры ОС возрастает перепад температур ВГ до турбины и после нее и одновременно вырастает количество ВГ, проходящих через проточную часть турбины в единицу времени. Причина – увеличение плотности воздуха на линии всасывания.

 

Рис. 5. Зависимость мощности турбокомпрессора ТКР-11Н-1 при 100%-ной загрузке двигателя СМД-62 ${\mathit{n}}_{\mathbf{\text{дв}}}\mathbf{=}\mathbf{2100}{\mathbf{\text{\hspace{0.33em}мин}}}^{\mathbf{\text{-1}}}$ от температуры ОС.

Fig. 5. The TKR-11N-1 turbocharger power at full load of the SMD-62 engine (n_en=2100 min^-1), depending on ambient temperature.

 

Суммарные потери включают в себя потери теплоты ВГ поверхностью турбины, теплоты воздуха, сжимаемого в компрессоре, потери на трение в подшипниках турбокомпрессора, воздуха и газа о стенки, вихреобразование, потери во вторичных течениях и т.д.

Разбить долю суммарных потерь в турбокомпрессоре на составляющие и оценить каждую из них практически невозможно из-за сложности реальной картины течения газа в проточных частях турбокомпрессора. Снизить долю суммарных потерь можно путем исключения утечек в ОС теплоты ВГ, тщательного согласования характеристик двигателя и турбокомпрессора, а также совершенствованием конструкции и уровня технологии производства.

Во многих источниках по изучению проблем, относящихся к вторичному использованию эксергии ВГ, называют минимальную температуру ОГ, выбрасываемых в ОС, не менее 140 ^оС. В противном случае возможны нарушения в работе выпускного тракта.

Оставшаяся теплота ВГ после частичной утилизации с помощью турбокомпрессора может быть использована для сокращения времени прогрева до оптимальных рабочих температур рабочих жидкостей в основных системах самоходных машин (автотягачей).

Несложные теплотехнические расчеты показывают, что с учетом эксергии, затраченной на привод турбокомпрессора, суммарных потерь теплоты в ОС и сохранения минимальной температуры ОГ, выбрасываемых в атмосферу, величина эксергии, которую можно дополнительно использовать в летний период, находится в пределах 330–400 МДж/ч, а в зимний – 250–330 МДж/ч., но это возможно при условии, что загрузка двигателя находится на уровне 85–95%, что не всегда достижимо.

Там, где имеется избыток бросовой теплоты, ее можно использовать для поддержания оптимальных температур в рефрижераторах для перевозки продуктов питания, овощей и фруктов в любое время года.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Рассмотрены некоторые особенности создания многоступенчатых систем утилизации эксергии ВГ автотракторных двигателей. Предварительные расчеты показали, что суммарные потери эксергии систем охлаждения, смазки и выпуска двигателей мощностью 600–650 кВт могут достигать 1400 МДж/ч и более. Из них до 640 МДж/ч приходится на ВГ.
2. Наиболее ценной является термомеханическая эксергия ВГ. При достаточном количестве термомеханической эксергии она может быть использована для работы силовой турбины на коленчатый вал, двигателя Стирлинга или турбокомпрессора.
3. Установлено, что при работе двигателя Д-440 на внешней скоростной характеристике (режим ДПМ) эксергетический коэффициент использования теплоты в турбокомпрессоре ТКР-8,5 находился в пределах 0,16–0,27. В то же время у турбокомпрессора ТКР-11Н-1 двигателя СМД-62, который работал по нагрузочной характеристике, коэффициент использования теплоты выпускных газов варьировался в пределах 0,08–0,23.
4. На основании анализа экспериментальных данных и их статистической обработки можно сделать вывод, что двигатели средней мощности (до 200 кВт) имеют ограниченные ресурсы бросовой теплоты. Теоретически такого показателя должно хватить для обеспечения работы ТКР и поддержания теплового режима в коробке передач и в системе охлаждения двигателя в зимний период.

ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ ИНФОРМАЦИЯ

Вклад авторов. Г.М. Крохта – поиск публикаций по теме статьи, написание текста рукописи; Е.Н. Хомченко – написание текста рукописи, создание изображений; Н.А. Усатых – редактирование текста рукописи, проведение исследований; А.Б. Иванников – поиск публикаций по теме статьи, проведение исследований. Все авторы подтверждают соответствие своего авторства международным критериям ICMJE (все авторы внесли существенный вклад в разработку концепции, проведение исследования и подготовку статьи).

Конфликт интересов. Авторы декларируют отсутствие явных и потенциальных конфликтов интересов, связанных с публикацией настоящей статьи.

Источник финансирования. Авторы заявляют об отсутствии внешнего финансирования при проведении исследования.

ADDITIONAL INFORMATION

Authors’ contribution. G.M. Krokhta – search for publications, writing the text of the manuscript; E.N. Khomchenko – writing the text of the manuscript, creating images; N.A. Usatykh – editing the text of the manuscript, researching; A.B. Ivannikov – search for publications, researching.

All authors made a substantial contribution to the conception of the work, acquisition, analysis, interpretation of data for the work, drafting and revising the work.

Competing interests. The authors declare no any transparent and potential conflict of interests in relation to this article publication.

Funding source. This study was not supported by any external sources of funding.

Об авторах

Геннадий Михайлович Крохта

Новосибирский государственный аграрный университет

Автор, ответственный за переписку.
Email: mshipo@mail.ru
ORCID iD: 0000-0001-5686-0876
SPIN-код: 3324-4788

д.т.н., профессор кафедры «Сельскохозяйственные машины»

Россия, Новосибирск

Егор Николаевич Хомченко

Новосибирский государственный аграрный университет

Email: mshipo@mail.ru
ORCID iD: 0000-0002-0805-9766
SPIN-код: 2632-5221

к.т.н., заведующий кафедрой «Сельскохозяйственные машины»

Россия, Новосибирск

Николай Александрович Усатых

Новосибирский государственный аграрный университет

Email: mshipo@mail.ru
ORCID iD: 0000-0001-8609-9627
SPIN-код: 9542-7408

старший преподаватель кафедры «Сельскохозяйственные машины»

Россия, Новосибирск

Алексей Борисович Иванников

Сибирский научно-исследовательский институт механизации и электрификации сельского хозяйства СФНЦА РАН

Email: alekc73@rambler.ru
ORCID iD: 0000-0002-1216-0146
SPIN-код: 2305-9701

к.т.н., ведущий научный сотрудник

Россия, Краснообск

Список литературы

Дополнительные файлы