CC BY
149
05.20.00 ПРОЦЕССЫ И МАШИНЫ АГРОИНЖЕНЕРНЫХ СИСТЕМ
05.20.01 УДК 62-224.4
ОЦЕНКА НАПОЛНЕНИЯ ЦИЛИНДРА ДВС СВЕЖИМ ЗАРЯДОМ ПО РЕЗУЛЬТАТАМ ЧИСЛЕННОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ
© 2016
Абросимова Мария Владимировна, аспирант
Нижегородская ГСХА, Нижний Новгород (Россия) Жолобов Лев Алексеевич, кандидат технических наук, профессор кафедры «Эксплуатация мобильных энергетических средств и сельскохозяйственных машин»
Нижегородская ГСХА, Нижний Новгород (Россия)
Шелякин Иван Николаевич, аспирант Нижегородская ГСХА, Нижний Новгород (Россия)
Аннотация. В данной статье представлены результаты математического и численного моделирования наполнения двигателя с учетом газодинамических факторов. При оценке наполнения двигателя необходимо рассматривать граничные условия в момент открытия впускного клапана и эффективную проходную площадь в горловине канала, которая совместно с величиной подъема клапана является определяющим размером в механизме газораспределения. Численные значения являются функцией отношения текущего перемещения клапана к диаметру горловины. Потери наполнения, связанные с подогревом воздушного заряда от стенок и частичное превращение кинетического заряда в теплоту, оценивается потерями AT. Данная величина повышения температуры при наполнении ДВС выполнена для режима вешней скоростной характеристики. Изменения давления заряда в конце впуска оцениваются потерей части кинетической энергии с переходом в потенциальную вследствие торможения заряда. В работе проведена оценка вброса газов из цилиндра во впускную систему при частичных нагрузках вследствие увеличения зоны перекрытия клапанов. Что в конечном итоге снижает коэффициент наполнения. Даются данные по увеличению коэффициента наполнения за счет процесса дозарядки вследствие расширения фазы запаздывания закрытия впускного клапана. Предложена методика проведения расчетов и дана количественная оценка наполнения двигателя в зависимости от конструктивных особенностей элементов, составляющих впускную систему, в которую входят коэффициент сопротивления проточной части, средняя скорость поршня, площадь поперечного сечения цилиндра, среднее эффективное проходное течение клапанной щели, число клапанов, величина подъема клапана, диаметр горловины, а также дана оценка влияния суммарных потерь от газодинамического сопротивления.
Ключевые слова: базовая система уравнений, граничные и начальные условия, двигатель внутреннего сгорания, коэффициент наполнения, математическое и численное моделирование, расчетная сетка, технические характеристики впускной системы.
ASSESSMENT OF FILLING CYLINDER CHARGE ON ICE FRESH NUMERICAL SIMULATIONS
© 2016
Abrosimova Maria Vladimirovna, post-graduate student
Nizhny Novgorod State Agricultural Academy, Nizhny Novgorod (Russia) Zholobov Lev Alexeevich, candidate of Technical Sciences, professor of the Department «Exploitation of mobile power vehicles and agricultural machinery» Nizhny Novgorod State Agricultural Academy, Nizhny Novgorod (Russia)
Shelyakin Ivan Nikolaevich, post-graduate student Nizhny Novgorod State Agricultural Academy, Nizhny Novgorod (Russia)
Annotation. This article presents the results of mathematical and numerical modeling of filling the engine, considering gas-dynamic factors. When evaluating filling the engine it must be taken into account limited conditions at the moment of opening the intake valve and effective flow area in the throat of the channel, which is a determining factor together with gas distributing mechanism. Numeric values are function of the current movement of the valve to the diameter of the throat. Losses connected with heating the air charge by the walls and partial conversion kinetic charge into the heat estimating by AT. The value of increasing the temperature while filling the engine made for outward speed characteristic mode. Changing the pressure of the charge at the end of the inlet estimates by loses of kinematic energy with conversion into potential energy due to stopping the charge. There was made an assessment of emission of gases from the cylinder to the to the intake system while partial load due to the increasing the valve closing zone. Finally, it decreasing the coefficient of filling. There is data of increasing the coefficient of filling due to the process of charging because of expansion of the phase of the delay of closing the intake valve. Suggested the method-
47
ic of calculation and quantitative assessment of filling the engine, depending on design features of elements of intake system. Suggested the methodic of calculation and quantitative assessment of filling the engine, depending on design futures of elements of intake system which consists of: the drag coefficient of the flow area, the average piston speed, the cylinder cross-sectional area, average effective flow of the valve gap, number of valves, lift of the valve, diameter of the throat, and otherwise it was estimated sum loses of the gas-dynamic drag.
Key words: internal compulsion engine, mathematical and numerical modeling, calculating net, technical features of intake system, coefficient of filling, basic system of equations, limited and starting conditions.
В современных условиях большое значение приобретают вопросы прогнозирования мощност-ных и экономических показателей работы тракторных дизелей [1; 5]. Поэтому весьма важно уже на стадии проектирования дизеля иметь методику расчетной оценки коэффициента наполнения и коэффициента расхода воздуха во впускных каналах, которая достаточно близко соответствовала бы действительности.
Методика численного расчета коэффициента наполнения должна включать в себя учет всех факторов, влияющих на наполнение двигателя. Одним из которых является оценка совершенства впускной системы двигателя внутреннего сгорания (ДВС) [2; 11].
В общей проблеме совершенствования технико-экономических показателей тракторных дизелей важное значение имеют вопросы оценки качества впускных каналов, геометрии проточной части канала, ее качества, что во многом определяет снабжение двигателя свежим зарядом.
К важным показателям, используемым для оценки степени аэродинамического совершенства проточной части впускных каналов, относятся коэффициент наполнения и коэффициент расхода воздуха [18]. Последний определяет граничные условия в момент открытия впускного клапана и эффективную проходную площадь в горловине канала, которая совместно с величиной подъема клапана является определяющим размером в механизме газораспределения (МГР). Численное значение ц является функцией отношения текущего перемещения клапана к диаметру горловины впускного канала (), что позволяет связать характерные размеры клапана и канала[2; 14; 17].
Определение коэффициента наполнения при проектировании дизеля является одной из основных задач расчета рабочего цикла. Формула для определения коэффициента наполнения двигателя внутреннего сгорания является универсальной для любого типа двигателей и имеет вид: £ Ра Тк
% = фдо
£-1 PK Тк+ДТ+фтепФдозТТг'
(1)
Однако по формуле (1) невозможно проследить влияние потерь, оцениваемых коэффициентом расхода, на величину коэффициента наполнения.
Коэффициент наполнения может быть представлен выражением, позволяющим выделить влия-
ние отрицательных и положительных составляющих газообмена на его величину:
Лу = 1 - АЛуе , (2)
где суммарная составляющая газообмена:
Дп^ = - (Д11угаз + АПупад + АПурас + ЛПуза6) + АПуд03,
(3)
где Д^-р - уменьшение ^, обусловленное газодинамическими потерями; Д%пад - потери от подогрева воздушного заряда, обусловленные подводом теплоты от горячих стенок и переходом части кинетической энергии движущегося заряда в теплоту; Д^рас - потери от расширения остаточных газов; Д^заб - потери от заброса заряда во впускной коллектор; Д^-р - увеличение % за счет дозарядки.
Связь % с коэффициентом расхода во впускных каналах отображается зависимостью Д^газ, которая в общем виде записывается следующим образом:
_ ДРвп
Рк
(4)
где потери давления воздушного заряда при прохождении его через проточную часть и клапанную щель впускного канала:
Лрвп = 0,5 ■ 10 • ^ • Рк
Ст-РЦ
(^к)ср-*
ср Акл.
2
(5)
где коэффициент расхода воздуха через впускной канал определяем расчетным путем по предложенному выражению (33).
Потери в наполнении, связанные с подогревом воздушного заряда от стенок и частичного превращения кинетической энергии заряда в теплоту, оцениваются выражением [9]:
Д^пад = (ДТст + ДТад), (6)
где ДТст - повышение температуры воздуха при наполнении вследствие теплоотдачи от стенок, град; ДТад - повышение температуры воздуха, обусловленное торможением свежего заряда (переходом части кинетической энергии в теплоту).
На основании экспериментальных материалов по дизелю 4ЧН15/20,5 повышение температуры воздуха при наполнении вследствие теплоотдачи от стенок для режимов внешней скоростной характеристики, как функция частоты вращения, может быть описано зависимостью [15]:
ДТ^.. = ДТГ
: к • n,
(7)
т 1 стн
где ДТст - повышение температуры воздуха при
наполнении вследствие теплоотдачи от стенок для номинальной частоты вращения коленчатого вала, град; гг = П(/Пн - относительная частота вращения коленчатого вала; П( - текущая частота вращения; пн - частота вращения, соответствующая номинальному режиму; к - эмпирический коэффициент (для дизелей типа 4ЧН 15/20,5 равен I).
Повышение температуры воздушного заряда вследствие его торможения на впуске:
ДТад = Тк •
( РаЛ k 1Фвп)
1
(8)
где k - показатель адиабаты для воздуха.
Давление в конце такта впуска можно оценить по выражению:
Pa = Рк - 0,5 • Рвп (9)
где рвп - давление заряда в конце впуска применительно к условиям, когда бы при впуске отсутствовало влияние перехода части кинетической энергии в потенциальную вследствие торможения заряда. Как правило, ра>рвп за счет имеющего место торможения заряда в конце впуска (рвп = р^ — рвп).
Потери коэффициента наполнения, связанные с затратой части хода поршня на расширение остаточных газов до давления перед впускными клапанами, оцениваются выражением[13]:
^^vpac £-1
fPr^
W
(10)
При работе дизеля на низких частотах вращения коленчатого вала, а также на частичных нагрузках и вхолостую возможен заброс газов из цилиндра во впускной коллектор (ра1>рк), что снижает коэффициент наполнения на величину Д%за6.
Это обстоятельство может быть учтено с помощью следующего выражения:
дЛу WI^-A
1Узаб Va, \Рк )
. (11) Va! VPK
где Va - полный объем цилиндра; - объем цилиндра в момент закрытия впускного клапана; ра1 -давление в момент закрытия впускного клапана.
Va! = ■ v(aai), (12)
где ^(аа ) - значение кинематической функции изменения объема цилиндра при положении поршня, соответствующем моменту закрытия впускного клапана («а1):
£_
¥(otai) = 1+ —^(«aj, (13)
где £ - степень сжатия; ст(аа1) - значение кинематической функции хода поршня при положении поршня, соответствующем моменту (яа1).
а(аа1) = 1 + - - (cos «a! + - • V1 - Я2 ■ sin2 «a!), (14) где А = - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Давление в цилиндре в момент закрытия впускного клапана:
Р
ai=Pa'(Va/v-
"ai
ni
(15)
где - показатель политропы сжатия.
Таким образом, с учетом (12) и (15) из (11) следует:
Л%,яб =
-
Pa
- 1) ■ П. (16)
|узаб ^(аа1) \рк ^(«а^у Увеличение коэффициента наполнения за счет процесса дозарядки может быть учтено выражением:
доз --1 авп '
(17)
где ^вп - фаза запаздывания закрытия впускного клапана; авп - продолжительность фазы впуска.
Используя (4, 6, 10, 16, 17) для составляющих газообмена, на основании (2) и (3) для % запишем:
0,5 • 10-6 • ? • рк
nv = 1
С • F
^m 1 ц
fo-fc)
К/ср ^л
AT
cmh + TK
к • n
+ ■
k-1 (Pa)~-VPbh^
T
Рк
+ ■
+
(—)
— мп2
+
+
V(«a
^■(Ч^Г-О-п+^-в*
i) \Pk \V-(aaiV / --1 авп
(18)
К достоинствам (18) относится то, что с его помощью учитывается влияние на ^ таких факторов, как коэффициент сопротивления проточной части, средняя скорость поршня, площадь поперечного сечения цилиндра, среднее эффективное проходное сечение клапанной щели, число клапанов, величина подъема клапана, диаметр горловины и др. [4; 12; 20].
Таким образом изложена методика расчета коэффициента наполнения с учетом влияния суммарных потерь от газодинамического сопротивления, подогрева воздушного заряда, расширения остаточных газов, заброса газов во впускной коллектор и увеличение % от процесса дозарядки.
Учитывая сложность и длительность создания оптимальной формы проточной части системы впуска, при ее проектировании и модернизации целесообразно привлечение математических моделей [5; 6; 12; 15; 16; 19]. Это не только удешевляет и ускоряет создание оптимального воздушного тракта, но и обеспечивает условия для автоматизации процесса проектирования. Методы расчета системы впуска, направленные на оптимизацию ее параметров с учетом влияния условий работы двигателя, нестационарности процессов, протекающих во впускном тракте, движения клапанов, базируются, как правило, на экспериментальном или теоретическом определении коэффициента расхода. Применяемые статическая и динамическая продувки впускных каналов головок цилиндров, с помощью
n
i
£
k-i
2
1
1
1
-
i
1
которых определяется коэффициент расхода требуют значительных затрат времени и материальных средств. Расчетное определение коэффициента расхода, с использованием современных методов позволяет существенно сократить объем экспериментальных исследований и решить основные задачи, выбрав оптимальное сочетание конструктивных элементов впускных каналов на стадии проектирования и доводки двигателя.
Расчетному определению коэффициента расхода посвящены работы [7; 8; 16]. Эти работы базируются либо на строгих законах газовой динамики, либо на полученных эмпирических зависимостях, которые, как правило, связывают коэффициент расхода только с подъемом клапана или с отношением величины подъема клапана к диаметру горловины. Однако они не учитывают конструкцию, тип канала с клапаном и являются частными, то есть применимыми для одной конструкции каналов. В ряде работ коэффициент расхода связывается с коэффициентами сжатия и местного сопротивления.
Рассмотрим математическую модель определения коэффициента расхода, оценивающего газодинамическое совершенство впускного канала с клапаном. Именно в клапанной щели гидравлические потери наибольшие [2; 10; 17; 18].
Движение воздушного потока через клапан в канале головки цилиндров сопровождается потерями, уменьшающими расход воздуха. Эти потери связаны с наличием повышенных гидравлических сопротивлений на участке «канал-клапан-цилиндр» из-за резкого поворота канала и потока в клапанной щели, зон завихрения, сужения и трения. Возмущающее влияние каждого из перечисленных сопротивлений взаимосвязано, и тем не менее в данной работе с определенными допущениями предлагается при определении коэффициента расхода учесть по отдельности эти факторы и в целом учесть конструкции впускного канала с клапаном.
Коэффициент расхода зависит от величин (коэффициентов) сопротивлений на прямолинейном участке проточной части £пр при повороте канала к горловине ^пов от сжатия в проточной части £сж и в клапанной щели £клщ., от удара потока £уд, а также от профиля канала (тангенциально £тк, винтового £вк) и числа клапанов ^ и влияния одной горловины на другую в канале четырехклапанной головки К1. Влиянием втулки, бобышки (если они есть и не создают большого сопротивления) и стержнем клапана можно пренебречь.
Таким образом, коэффициент расхода можно представить, как:
(19)
Коэффициент сопротивления на прямолинейном участке не зависит от числа Рейнольдса и определяется только абсолютной шероховатостью [3]:
^пр
1
(20)
Ьпр , г 42
(2-^+1,68)
где г - радиус в сечении канала, м; И - высота бугорков шероховатости, м.
Коэффициент сопротивления при повороте канала:
^пов = Кд ■ ККе ■ ^м + 0,0175 • б • А- Ro/Dг, (21) где КА - коэффициент шероховатости, выбирается из диаграммы; КЯе = 1,3-0,29 1п (Яе 10-5) -определяется при Яо /Б0 > 0,7; Я0 - радиус поворота проточной части впускного канала по осевой линии, м; В0 - диаметр в сечении канала, м;
= • В1 • С1 - коэффициент местного гидравлического сопротивления; 8 - угол поворота канала, град; X - коэффициент гидравлического сопротивления; - гидравлический диаметр, м.
Канал круглого или квадратного сечения с углом поворота 8 = 90° имеет следующие значения коэффициентов:
¿1 = 1,0; Й1 = 0,21(До/^о)-25; = 1,0. Тангенциальный впускной канал имеет кон-фузорный участок, обеспечивающий увеличение скорости воздушного потока, направленного по касательной к стенке цилиндров. При этом по длине сужающегося конфузорного участка, имеющего плавные криволинейные образующие стенок, величина сопротивления может быть найдена из выражения [4]:
?тк = Кпс • (Е '
(22)
где Кпс - коэффициент смягчения, зависящий от угла конусности. Сопротивление от сжатия в проточной части впускного канала круглого сечения:
^сж = 0,1 • L/Dr - 0,0017 • L/ao • bo; (23) эллиптического сечения:
^сж = 0,145 • L/Dr - 0,0017 • L/a0 • b0, (24) где L - длина участка от сжатого сечения проточной части канала до горловины, м; а0 и b0 - размеры полуосей эллипса, м.
Коэффициент сопротивления в клапанной щели, связанный со сжатием струи, может быть определен по формуле:
1
^кл.щ. = (25)
где в = /т(П// - коэффициент сжатия струи воздушного потока; fmin - площадь зауженного сечения
2 г 2
струи, м ; f - геометрическая площадь отверстия, м .
Коэффициент сжатия струи определяется по таблице 1 [12].
Таблица 1 - Зависимость коэффициента сжатия струи от отношения подъема клапана к диаметру горловины
50
0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,269 0,3 0,35
£ 0,674 0,672 0,6705 0,668 0,665 0,664 0,661 0,656
В винтовом впускном канале первичное вращение воздушного потока создается в улитке непосредственно над тарелкой клапана. При этом профиль проточной части улитки может быть построен по логарифмической спирали либо спирали Архимеда. В первом случае текущий радиус логарифмической спирали Я0 определяется по формуле:
Ф/
R0 = 0,5 ■ d0 ■ е /2 п, (26)
где do - диаметр выходного сечения, м; е - основание натуральных логарифмов; ф - угол раскрытия спирали, град.
Коэффициент сопротивления в улитке винтового канала определяется из характеристики улитки, при этом почти все потери в проточной части канала связаны с потерями в улитке канала £вк = £ул. По результатам обработки авторами большого числа экспериментальных материалов [2; 5; 6; 13; 20] с использованием метода наименьших квадратов сопротивление в улитке впускного винтового канала Ъул в зависимости от относительной величины подъема впускного клапана может быть представлено в виде полинома пятой степени: ?ул = -10,13 • 104 • №кМ)5 + 97,96 • 103 • №кМ)4 --33,05 • 103 • (hк/dг)3 + 55,13 • 102 • (hк/dг)2 -
-373,6 • (hк/dг) + 15,1. (27)
Действительные процессы истечения воздушного потока в виде кольцевой струи из клапанной щели впускного канала головки цилиндров двигателя сопровождаются потерями на удар ^ул из-за резкого увеличения площади сечения [4; 20]:
^Ч1-^)2, (28)
где /кл.щ. - площадь в клапанной щели, м; /ц - площадь поперечного сечения цилиндра, м .
Необходимое увеличение эффективного проходного сечения в клапанной щели может быть достигнуто применением двух клапанов на впуске.
На основе обработки авторами большого экспериментального материала по продувкам самых различных каналов (каналы с падающим потоком, тангенциальные, винтовые) и теории газовой динамики, с использованием метода наименьших квадратов, получены следующие выражения для определения коэффициента расхода для впускных каналов с клапаном: впускной канал с падающим потоком:
И = 1 - [&р + Ьов) • Й) + (^ + ^л.Щ.) • (^)2 + ^ • Й)3]; (29)
тангенциальный впускной канал:
+ ;
^ = 1-винтовой впускной канал:
+
(?пр + ?пов + ?тк) ^ )
+ (?сж + ?кл.щ>(^2+?уд^(Э3
(30)
ц = 1
+
(?пр + ?пов) • (5к)
; (31)
(32)
,2 /,, ч3
^кл щ. ' ъвк) (dг) + ^уд ' Vdг впускной канал 4-х клапанной головки цилиндров:
_ _ (?пр + Ы^) + '
"= 1 [+(?сж + ?кл.щ>(Э2+?уд^(Э3. где ^ - коэффициент влияния впускных горловин. В общем виде формула для расчетного определения коэффициента расхода воздуха для впускных каналов с различной конфигурацией проточной части может быть представлена выражением, предложенным автором:
ц = 1 - К1 •
(^пр + ^пов + ^тк) ' ) +
. (33)
Проверка сходимости величин коэффициентов расхода воздуха, полученных при продувке и при расчете, показала, что математическая модель [11; 16; 19] имеет статический критерий достоверности 95 %.
Таким образом, расчетное определение коэффициента расхода впускных каналов с клапанами позволяет оценить конструкцию впускного канала на стадии проектирования, упростить математическую модель расчета рабочего цикла для создания которой уже не потребуется проведение экспериментов по продувке каналов, а также наметить пути совершенствования каналов.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Агафонов А. Н., Слесаренко И. В., Гудзь В. Н., Горланов А. В., Пчельников Д. П., Ра-зуваев А. В. Экспериментальные исследования работы ДВС с усовершенствованной системой возду-хоснабжения // Двигателестроение. 2007. № 2. С.11-15.
2. Васильев А. В., Григорьев Е. А. Формирование характеристик газораспределения ДВС // Двигателестроение. № 1. 2002. С. 23-25.
3. Голев Б. Ю. Численный расчет движения воздушного заряда во впускном винтовом канале и цилиндре дизеля // Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей : Материалы XII Международной научно-практической конференция, г. Владимир. 2010. С. 29-31.
4. Горнушкин Ю. Г., Михайлов Я. А. Требования к воздухопроводяшему тракту моторного испытательного стенда // Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей : Материалы X Международной научно-практической конференция. г. Владимир. 2005.
3
С. 29-31.
5. Гоц А. Н., Гаврилов А. А. Моделирование показателей цикла двигателя по внешней скоростной характеристике // Материалы IX Международной научно-практической конференции. г. Владимир. 2003. С. 52-56.
6. Грицюк А. В., Алехин С. А., Опалеев В. А., Солодов В. Г., Хандримайлов А. А. Исследование газодинамических характеристик впускных каналов дизеля при его разработке // Материалы X Международной научно-практической конференции. г. Владимир. 2005. С. 82-88.
7. 7.Гусаков С. В., Макаревский А. С. Опыт применения метода планируемого эксперимента в исследованиях ДВС // Материалы X Международной научно-практической конференции. г. Владимир. 2005. С. 38-40.
8. Жлуктов С. В., Субботина П. Н. Моделирование течений с частицами и двухфазного горения программным комплексом FlowVision // Материалы X Международной научно-практической конференции. г. Владимир. 2005. С. 52-53.
9. Захаров Л. А., Хрунков С. Н. и др. Расчет действительного цикла поршневого бензинового двигателя с использованием индикаторной диаграммы // Межвуз. сб. научн. тр. г. Н. Новгород : НГТУ. 2000. С. 102-110.
10. Иващенко Н. Л. Двигатели внутреннего сгорания, перспективы силовых установок // Материалы IX Международной научно-практической конференции. г. Владимир. 2003. С. 15-17.
11. Ильгамов М. А., Гильманов А. Н. Неотражающие условия н границах расчетной области. М. : Физматлит. 2003. 285 с.
12. Калугин С. П., Балабин В. Н. Математическое моделирование процессов газообмена двигателя внутреннего сгорания // Прикладная наука. 2007. № 1. С. 20-27.
13. Куликовский А. Г., Погорелов Н. В., Семенов А. Ю. Математические вопросы численного решения гиперболических систем уравнений. М. : Физматлит. 2001. 318 с.
14. Лиханов В. А., Лопатин О. П. Моделирование рабочего процесса газодизеля при работе с рециркуляцией ОГ // Материалы X Международной научно-практической конференции. г. Владимир. 2005. С. 31-33.
15. Лобов Н. В. Расчет по трехмерной модели процесса газообменя двухтактного одноцилин-дрованного бензинового двигателя с кривошипно-камерной продувкой // Материалы IX Международной научно-практической конференции, г. Владимир. 2003. С.261-263.
16. Малиованов М. В., Хмелев Р. Н. К вопросу разработки математического и программного
обеспечения расчета газодинамических процессов в ДВС // Материалы IX Международной научно-практической конференции, г. Владимир, 2003, С.213-216.
17. Миронычев М. А., Павельев В. Н., Ни-зовцев В. А., Орлов С. А., Хрунков С. Н. Рациональная организация рабочих процессов поршневых двигателей с целью повышения их технико-экономических показателей // Материалы X Международной научно-практической конференции. г. В ладимир. 2005. С. 65-67.
18. Химич В. Л., Макаров А. Р., Захаров И. Л. Разработка трехзонной математической модели участков смесеобразования и сгорания рабочего процесса бензинового поршневого ДВС // Материалы X Международной научно-практической конференции. г. Владимир. 2005. С. 71-81.
19. Эфрос В. В., Голев Б. Ю. Численное моделирование впускных каналов // Двигателестрое-ние. 2007. № 4. С. 24-27.
20. Янович Ю. В. Влияние закрутки потока во впускном канале на структуру движения заряда в цилиндре двигателя // Материалы VIII научно-практической конференции. г. Владимир. 2001. С.268-271.
REFERENCES
1. Agafonov A. N., Slesarenko I. V., Gudz' V. N., Gorlanov A. V., Pchel'nikov D. P., Razu-vaev A. V. Eksperimental'nie issledovaniya raboti DVS s usovershenstvovannoy sistemoy vozduhosnab-zgeniya (EXPO-ICE works tal studies with improved air supply system), Dvigatelestroenie. 2007. No. 2. pp.11-15.
2. Vasil'ev A. V., Grigor'ev E. A. Formirovanie harakteristik gazoraspredeleniya DVS (Formation ICE timing characteristics), Dvigatelestroenie. No. 1. 2002. pp.23-25.
3. Golev B. YU. CHislenniy raschet dvizgeniya vozdushnogo zaryada vo vpusknom vintovom kanale i tsilindre dizelya (The numerical calculation of the charge air in the intake channel and the screw cylinder diesel), Fundamental'nie i prikladnie problemi sovershenstvovaniya porshnevih dvigateley : Materiali XII Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konfer-entsii. g. Vladimir. 2010. pp. 29-31.
4. Gornushkin YU. G., Mihaylov YA. A. Trebo-vaniya k vozduhoprovodyashemu traktu motornogo ispitatel'nogo stenda (Requirements vozduhoprovod-yashemu path engine test bed), Fundamental 'nie i prikladnie problemi sovershenstvovaniya porshnevih dvigateley : Materiali X Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsiya. g. Vladimir. 2005. pp.29-31.
5. Gots A. N., Gavrilov A. A. Modelirovanie pokazateley tsikla dvigatelya po vneshney skorostnoy
harakteristike (Simulation engine cycle indicators for external speed characterized Stick), Materiali IX Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2003. pp. 52-56.
6. Gritsyuk A. V., Alehin S. A., Opaleev V. A., Solodov V. G., Handrimaylov A. A. Issledovanie gazo-dinamicheskih harakteristik vpusknih kanalov dizelya pri ego razrabotke (The study of gas dynamic characteristics of the intake channel of a diesel engine in its development), Materiali X Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2005. pp.82-88.
7.Gusakov S. V., Makarevskiy A. S. Opit prime-neniya metoda planiruemogo eksperimenta v issledo-vaniyah DVS (Experience of applying the method of the planned experiment in ICE research), Materiali X Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2005. pp. 38-40.
8. ZGluktov S. V., Subbotina P. N. Modeliro-vanie techeniy s chastitsami i dvuhfaznogo goreniya programmnim kompleksom FlowVision (Modelling of particle two-phase and burning software FlowVision complex), Materiali X Mezgdunarodnoy nauchno-prakti-cheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2005. pp. 5253.
9. Zaharov L. A., Hrunkov S. N. i dr. Raschet deystvitel'nogo tsikla porshnevogo benzinovogo dvigatelya s ispol'zovaniem indikatornoy diagrammi (Calculation of the actual cycle reciprocating gasoline engine is-the use of the indicator diagram), Mezgvuz. sb. nauchn. tr. g. N. Novgorod : NGTU. 2000. pp.102-110.
10. Ivaschenko N. L. Dvigateli vnutrennego sgoraniya, perspektivi silovih ustanovok (Internal combustion engines, power plants perspectives), Materiali IX Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2003. pp. 15-17.
11. Il'gamov M. A., Gil'manov A. N. Ne-otrazgayuschie usloviya n granitsah raschetnoy oblasti (Nonreflecting conditions n boundaries of the region). M. : Fizmatlit. 2003. 285 p.
12. Kalugin S. P., Balabin V. N. Matematich-eskoe modelirovanie protsessov gazoobmena dvigatelya vnutrennego sgoraniya (Mathematical modeling of the gas exchange of the combustion engine), Prikladnaya nauka. 2007. No. 1. pp. 20-27.
13. Kulikovskiy A. G., Pogorelov N. V., Se-menov A. YU. Matematicheskie voprosi chislennogo resheniya giperbolicheskih sistem uravneniy (Mathematical problems in the numerical solution of hyper-parabolic uravneniy). M. : Fizmatlit. 2001. 318 p.
14. Lihanov V. A., Lopatin O. P. Modelirovanie rabochego protsessa gazodizelya pri rabote s retsirkul-
yatsiey OG (Modeling of gas diesel engine working process when working with EGR), Materiali X Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2005. pp. 31-33.
15. Lobov N. V. Raschet po trehmernoy modeli protsessa gazoobmenya dvuhtaktnogo odnotsilindro-vannogo benzinovogo dvigatelya s krivoshipno-kamernoy produvkoy (Calculation of the three-dimensional model of a two-stroke gas exchange process odnotsilindrovannogo ben Zinoviev engine crank-chamber scavenging), Materiali IX Mezgduna-rodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii, g. Vladimir. 2003. pp.261-263.
16. Maliovanov M. V., Hmelev R. N. K voprosu razrabotki matematicheskogo i programmnogo obespecheniya rascheta gazodinamicheskih protsessov v DVS (On the question of the development of mathematical and software calculation of dynamic processes in internal combustion engines), Materiali IXMezgdu-na-rodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii, g. Vladimir, 2003, pp. 213-216.
17. Mironichev M. A., Pavel'ev V. N., Nizov-tsev V. A., Orlov S. A., Hrunkov S. N. Ratsional'naya organizatsiya rabochih protsessov porshnevih dvigate-ley s tsel'yu povisheniya ih tehniko-ekonomicheskih pokazateley (The rational organization of working processes of piston engines in order to increase their technical and economic exponents-lei), Materiali X Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2005. pp. 65-67.
1 8 . Himich V. L., Makarov A. R., Zaharov I. L. Razrabotka trehzonnoy matematicheskoy modeli uchastkov smeseobrazovaniya i sgoraniya rabochego protsessa benzinovogo porshnevogo DVS (Development of a three-zone mathematical model plots mixture formation and combustion-working process piston petrol DVS), Materiali X Mezgdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2005. pp. 7181.
19. Efros V. V., Golev B. YU. CHislennoe mod-elirovanie vpusknih kanalov (Numerical simulation of engine intake channels), Dvigatelestroenie. 2007. No. 4. pp.24-27.
20. YAnovich YU. V. Vliyanie zakrutki potoka vo vpusknom kanale na strukturu dvizgeniya zaryada v tsilindre dvigatelya (Influence of spin flow in the inlet channel to the motion of the charge in the cylinder structure), Materiali VIII nauchno-prakticheskoy konferentsii. g. Vladimir. 2001. pp. 268-271.
Дата поступления статьи в редакцию 10.09.2016
