Газодинамика и локальная теплоотдача во впускной системе поршневого ДВС

Для «квадратной» вставки К_ф=f(n)=0,9-0,94; для «треугольной» - К_ф=f(n)=0,78-0,9.

На рисунке 4.21 показано распределение экспериментальных данных по аппроксимационным зависимостям для первого сечения.

а

б

Рис. 4.21. Распределение экспериментальных данных по аппроксимационным зависимостям для первого сечения: а - стадия подъема (280^о<<400^о); б - стадия спада (400^о<<720^о), 1 - расчет по формуле (4.6); 2 - расчет по формуле (4.7)

4.4 Влияние конфигурации впускной системы двигателя внутреннего на мгновенный локальный коэффициент телпоотдачи

В данном разделе обратимся к влиянию конфигурации впускной системы ДВС на локальный коэффициент теплоотдачи в динамическом режиме. Рассмотрим влияние формы поперечного сечения впускного канала (профилированных вставок) и входного фильтрующего элемента.

Экспериментальная установка для этих исследований подробно описана в разделе 2.1, сама же конфигурация впускной системы и места установки датчиков показаны на рисунке 4.15, однако в данном случае вместо впускной трубы 2 круглого поперечного сечения устанавливались вставки с поперечным сечением в форме квадрата и равностороннего треугольника (геометрические характеристики профилированных вставок указаны в таблице 2.1). Влияние фильтра на _х исследовалось для двух исполнений этого элемента. В качестве исходного фильтра использовался стандартный воздушный автомобильный фильтр для двигателей ВАЗ фирмы LUXOIL с коэффициентом сопротивления =7,5, а альтернативным был тканевый фильтр собственного изготовления с коэффициентом сопротивления, равным 32 единицам. Значение коэффициента сопротивления фильтров определялись стандартным способом как описано выше.

Сначала рассмотрим влияние формы поперечного сечения вставки во впускном канале на интенсивность теплоотдачи. На рисунках П3.1 и П3.2 показаны совмещенные зависимости скорости потока воздуха w и условной интенсивности теплоотдачи от угла поворота коленчатого вала при n=1500 мин^-1 для впускной системы без фильтра с профилированными вставками.

Согласно рисункам П3.1 и П3.2 общий характер динамики изменения теплоотдачи при наличии профилированных вставок незначительно отличается от теплоотдачи во впускной системе постоянного круглого поперечного сечения. Можно заметить, что максимальные значения локального коэффициента теплоотдачи несколько меньше при использовании вставок, особенно с треугольным поперечным сечением, чем при впускной системе со стандартным «круглым» сечением, однако эти отличия не превышают 10%. Такое соотношение интенсивности теплоотдачи характерно для всех исследуемых сечений.

Для всех форм поперечного сечения вставок также наблюдается запаздывание изменения теплоотдачи по отношению к скорости потока воздуха на угол . При этом величина уменьшается при использовании профилированных вставок. Так, при стандартной впускной системе с круглым поперечным сечением достигает 50^о, а при использовании вставок с квадратным и треугольным поперечным сечением соответственно ?30^о и ?35^о. При этом спад кривой теплоотдачи на заключительном стадии впуска происходит приблизительно с одинаковым темпом. Такая динамика изменения теплоотдачи характерна для всех сечений. Таким образом, можно сделать вывод о том, что профилированные вставки во впускной системе двигателя внутреннего сгорания не оказывают существенного влияния на общую динамику изменения теплоотдачи в ходе процесса впуска.

На рисунке 4.22 показана зависимость локального коэффициента теплоотдачи _х от угла поворота коленчатого вала во впускной системе разной конфигурации.

Из представленных данных видно, что при всех конфигурациях впускной системы сохраняется общая закономерность изменения локального коэффициента теплоотдачи: области начала и окончания существенного изменения _х, область максимальных значений _х, вид кривой _х=f().

а

б

Рис. 4.22. Зависимость мгновенного локального (l_х=110 мм) коэффициента теплоотдачи _х от угла поворота коленчатого вала во впускной системе разной конфигурации для разных частот вращения коленчатого вала: а - n=600 мин^-1; б - n=3000 мин^-1. Форма поперечного сечения сменной вставки: 1 - круг; 2 - квадрат; 3 - треугольник

При этом на низких частотах вращения коленчатого вала влияние формы поперечного сечения профилированной вставки практически отсутствует (рис. 4.22, а), то есть разброс значений локального коэффициента теплоотдачи для всех конфигураций тракта находится в пределах систематической погрешности измерений. Более существенные отличия коэффициентов _х можно отметить на высоких частотах вращения коленчатого вала (рис. 4.22, б).

Установлено, что использование профилированной вставки с некруглым поперечным сечением приводит к снижению максимальных значений _х, особенно при вставке с треугольным поперечным сечением (падение на 42%).

Таким образом, более низкий уровень и менее интенсивная динамика процесса теплоотдачи при использовании профилированных вставок может оказать положительное влияние на технико-экономические показатели двигателя, поскольку уменьшится подогрев свежего заряда, повысится его плотность и за счет этого увеличится массовый расход воздуха (топливовоздушной смеси) и соответственно повысится мощность двигателя. Также при этом снизятся температурные напряжения во впускном тракте, что повысит его ресурс.

Теперь рассмотрим влияние воздушного фильтра на теплоотдачу в классическом впускном канале круглого поперечного сечения. Поскольку динамика изменения теплоотдачи имеет одинаковый характер для всех сечений, далее приводятся данные по одному из них. Рассмотрим рисунок П3.3, на котором показаны совмещенные зависимости изменения скорости потока воздуха w и условной интенсивности теплоотдачи от угла поворота коленчатого вала для первого сечения впускной системы с круглым поперечным сечением с использованием разных фильтров для средней частоты вращения коленчатого вала 1500 мин^-1.

Было установлено, что стандартный воздушный фильтр не оказывает значительного влияния на динамику теплоотдачи, что подтверждает наше предположение (см. раздел 3.2), сделанное на основе сведений о влиянии фильтрующего элемента на газодинамику процесса впуска. Напомним, что стандартный воздушный фильтр не оказывал существенного влияния на газодинамику процесса впуска. Влияние же тканевого фильтра на динамику теплоотдачи, как и предполагалось более заметно (рис. П3.3, в), а именно, уменьшается максимальное значение коэффициента теплоотдачи и снижается запаздывание : оба примерно на 35%. Более подробный анализ влияния фильтрующего элемента на теплоотдачу сделаем ниже по графикам зависимости для разных частот вращения коленчатого вала (рис. 4.23 и 4.24). Для более наглядного сравнения эти же зависимости показаны совместно на рисунке 4.28.

Сравнивая зависимости на рисунках 4.19 и 4.23 можно сделать вывод о том, что стандартный воздушный фильтр наиболее сильное влияние оказывает при низких частотах вращения коленчатого вала.



Рис. 4.23. Зависимости мгновенных локальных коэффициентов теплоотдачи _х от угла поворота коленчатого вала для первого сечения при использование стандартного фильтра для разных частот вращения коленчатого вала: 1 - n=600 мин^-1; 2 - n=1500 мин^-1; 3 - n=3000 мин^-1

Так при n=600 мин^-1 отличие в максимальных значениях _х составляет немногим более 18%, наименьшее же отличие (в пределах систематической ошибки) наблюдается при средних оборотах (n=1500 мин^-1) и составляет 2,6%, и промежуточное отличие можно заметить при высоких оборотах коленчатого вала - 8,5%. При использование тканевого фильтра данная тенденция сохраняется, однако отличия в максимальных значениях локального коэффициент теплоотдачи более ощутимы: соответственно 23%, 7,1% и 22%.

Рис. 4.24. Зависимость мгновенных локальных коэффициентов теплоотдачи _х от угла поворота коленчатого вала для первого сечения при использование тканевого фильтра для разных частот вращения коленчатого вала: 1 - n=600 мин^-1; 2 - n=1500 мин^-1; 3 - n=3000 мин^-1

Рис. 4.25. Зависимость мгновенных локальных коэффициентов теплоотдачи _х от угла поворота коленчатого вала для первого сечения при использование разных фильтров для частоты вращения коленчатого вала 1500 мин^-1 в разных условиях: 1 - без фильтра; 2 - со стандартным фильтром; 3 - с тканевым фильтром

Обобщим закономерности динамики нарастания и спада процесса теплоотдачи за время процесса впуска в системе круглого поперечного сечения без фильтра и при использовании фильтров с разным коэффициентом сопротивления. Согласно рисункам 4.19, 4.23, 4.24, 4.25 заметное изменение теплоотдачи при всех конфигурациях впускной системы (с фильтром и без) и при всех частотах вращения коленчатого вала начинается в районе 270^о угла поворота коленчатого вала. При этом интенсивность нарастания теплоотдачи пропорциональна росту n, что характерно для всех конфигураций впускной системы. С ростом частоты вращения коленчатого вала также возрастают и максимальные значения _х. Однако, использование фильтров приводит к снижению максимальных значений локального коэффициента теплоотдачи: при использовании стандартного воздушного фильтра снижение достигает 18%, при использовании тканевого фильтра - 23%. При этом максимальные значения локального коэффициента теплоотдачи достигаются в районе 370-430^о как при использование фильтров, так и без них и при всех n. Изменение теплоотдачи становится менее выраженным в районе =720^о при всех конфигурациях впускной системы и при всех n. Таким образом, использование воздушных фильтров с разными коэффициентами сопротивления, в основном, влияет на максимальные значения _х.

Теперь обсудим взаимное влияние формы поперечного сечения впускного канала и использования фильтров с разным коэффициентом сопротивления. Роль этого фактора можно проследить по рисункам П3.3, П3.4 и П3.5, на которых представлены совмещенные зависимости скорости потока воздуха и условной интенсивности теплоотдачи от угла поворота коленчатого вала для первого сечения впускной системы с разной формой поперечного сечения и с использованием разных фильтров.

Как уже отмечалось выше форма поперечного сечения профилированной вставки во впускной системе без фильтра, практически не оказывает влияния на динамику теплоотдачи в процессе впуска (рис. П3.3, а, П3.4, а, П3.5, а). Из рисунков П3.3, б, П3.4, б, П3.5, б стандартный воздушный фильтр также не вносит существенных изменений (в пределах систематической погрешности) в динамику теплоотдачи при всех формах поперечного сечения впускной трубы.

Наибольшее же воздействие на закономерности теплоотдачи во впускных системах с профилированными вставками оказывает тканевый фильтр с коэффициентом сопротивления =32 (рис. П3.3, в, П3.4, в, П3.5, в).

Заключение

Установлено, что существует значительное отличие в локальных коэффициентах теплоотдачи _х при стационарном и пульсирующем течении воздуха во впускной системе ДВС и оно достигает 2,5 раз. При этом гидродинамическая нестационарность снижает интенсивность теплоотдачи.

Показано, что форма поперечного сечения профилированной вставки не оказывает существенного влияния на динамику теплоотдачи во впускном канале двигателя внутреннего сгорания.

Выявлено, что использование фильтрующих элементов во впускной системе ДВС оказывает влияние, в основном, на максимальные значения локального коэффициента теплоотдачи, при этом общий характер изменения _х остается неизменным.

Показано, что воздушные фильтры оказывают такое же воздействие на динамику процесса теплоотдачи во впускной системе с профилированными вставками, как и без них, то есть во впускной системе с круглым поперечным сечением.

В результате аппроксимации экспериментальных данных были получены уравнения для расчета локального коэффициента теплоотдачи во впускной системе двигателя внутреннего сгорания, как для статических условий течения, так и для динамических условий.

5. Вопросы практического применения результатов исследования

5.1 Конструктивное и технологическое исполнение

Как было показано выше (главы 3.2 и 4.3), путем размещения во впускном тракте поршневого ДВС профилированных вставок (с поперечным сечением в форме квадрата или равностороннего треугольника) можно в сравнение с традиционным каналом постоянного круглого сечения приобрести ряд преимуществ, таких как: увеличение объемного расхода воздуха, поступающего в цилиндр; возрастание крутизны зависимости расхода воздуха от числа оборотов коленчатого вала в рабочем диапазоне частот вращения или линеаризацию этой зависимости (расходной характеристики) во всем диапазоне частот вращения вала; подавление высокочастотных пульсаций воздушного потока во впускном канале, снижение подогрева свежего заряда и уменьшения уровня температурных напряжений в элементах впускного тракта. Впускная система поршневого двигателя внутреннего сгорания, содержащая профилированный участок, защищена патентом РФ. Известные конструкции впускных коллекторов (труб) современных автомобильных двигателей отечественного производства семейства ВАЗ представлены на рисунках 5.1-5.3.

Рис. 5.1. Впускная труба двигателя автомобиля ВАЗ-ОКА

а

б

Рис. 5.2. Впускная труба двигателей ВАЗ-2103,-04,05,-06,-07: а - общий вид; б - фотография

а

б

Рис. 5.3. Впускная труба двигателей ВАЗ-2110, -11: а - общий вид; б - фотография

На рисунке 5.4 показан общий вид впускной трубы двигателей автомобилей ГАЗ.



Рис. 5.4. Общий вид впускной трубы двигателей автомобилей ГАЗ

Как видно из рисунков 5.1-5.4, впускные трубы двигателей отечественных автомобилей имеют круглое поперечное сечение с внутренним диаметром в диапазоне 28-36 мм.

Все представленные конструкции изготавливаются методом литья из алюминиевых сплавов. При этом общая длина впускного тракта от воздушного фильтра до седла впускного клапана составляет, в зависимости от модели двигателя и условий компоновки, от 300 до 450 мм.

На примере впускной трубы двигателя автомобиля ВАЗ-ОКА рассмотрим возможное конструктивное исполнение данной детали с профилированным участком.

Как показали исследования (раздел 3.2), профилированный участок должен составлять не менее 30% от общей длины впускной системы, то есть в данном случае - не менее 100 мм, а эквивалентный гидравлический диаметр профилированного участка должен равняться таковому у штатной трубы.

Один из возможных вариантов конструктивного исполнения впускной трубы двигателя автомобиля ВАЗ-ОКА с профилированным участком показан на рисунке 5.5.



Рис. 5.5. Впускная труба двигателя ВАЗ-ОКА с профилированным участком

Сопоставляя рисунки 5.1 и 5.5 можно увидеть, что впускная труба с профилированным участком сохранила все основные присоединительные элементы и габаритные размеры существующей штатной трубы.

Поскольку, как уже отмечалось выше, впускные трубы традиционно изготавливаются методом литья, то выполнить модернизированную трубу тем же способом не вызовет затруднений, и при этом незначительно увеличится расход материала.

Таким образом, применение впускной трубы с профилированным участком не требует существенного изменения технологии ее изготовления и каких-либо конструктивных доработок впускной системы двигателя. Как показали проведенные прорисовки аналогичная ситуация имеет место и для впускных труб других двигателей отечественного производства.

Далее рассмотрим обсуждаемую проблему применительно к конструкции впускных труб (коллекторов) автомобильных двигателей зарубежного производства.

На рисунках 5.6-5.9 представлены общие виды и фотографии впускных труб автомобильных двигателей известных производителей, таких как BMW, Opel, Nissan и Skoda.

а

б

Рис. 5.6. Впускная труба двигателя автомобиля BMW: а - общий вид;
б - фотография

а

б

Рис. 5.7. Общий вид впускных труб двигателей Opel: а - Opel Omega B;
б - Opel Dual Ram



Рис. 5.8. Общий вид впускной трубы двигателя автомобиля Nissan Acura

Рис. 5.9. Общий вид впускной трубы двигателя автомобиля Skoda Fabia

Сравнивая впускные трубы двигателей отечественного и зарубежного производства, можно отметить, что автомобили импортного изготовления в большинстве случаев имеют более сложную конструкцию, что выражается в более сложных изгибах труб, большем количестве дополнительных деталей (установочные и технологические элементы, а также фланцы). Все рассматриваемые конструкции впускных труб зарубежных двигателей также изготавливаются методом литья. При этом все впускные трубы выполнены с постоянным круглым поперечным сечением по всей длине, кроме двигателя автомобиля Nissan Acura (рис. 5.8), поперечное сечение впускной трубы которого имеет слегка овальную форму (вероятно, для оптимизации процесса наполнения). Общая длина впускных систем составляет от 350 до 500 мм в зависимости от модели двигателя и условий компоновки.

На примере впускной трубы двигателя автомобиля BMW M20 рассмотрим возможное конструктивное исполнение данной детали с профилированным участком (с поперечным сечением в форме равностороннего треугольника). Профилированный участок в этом случае должен составлять не менее 110 мм. Один из возможных вариантов конструктивного исполнения впускной системы двигателя этого автомобиля с профилированными участками показан на рисунке 5.10.

Рис. 5.10. Впускная труба двигателя BMW M20 с профилированным участком

Из сравнения рисунков 5.6, а и 5.10 видно, что впускная труба BMW M20 с профилированным участком опять же сохранила все основные присоединительные и габаритные размеры штатной трубы. Поэтому применение впускной трубы с профилированным участком и в данном случае не требует изменения технологии ее изготовления или каких-либо конструктивных доработок впускной системы двигателя. Схожая ситуация и для впускных труб других двигателей зарубежного производства.

Таким образом, проведенные конструктивные проработки позволяют сделать заключение о том, что внедрение впускных труб с профилированным участком не приведет к изменению технологии изготовления данной детали и не требует существенного изменения конструкции двигателя в целом. При этом применение профилированного участка с поперечным сечением в форме равностороннего треугольника даст указанные преимущества по сравнению с традиционной впускной трубой постоянного круглого поперечного сечения.

5.2 Энерго- и ресурсосбережние

Рассмотрим вопросы энерго- и ресурсосбережения при изготовлении двигателей внутреннего сгорания с модернизированной впускной системой.

Предварительно отметим, что энерго- и ресурсосбережение является важнейшей движущей силой развития отечественного машиностроения. Для решения этой задачи просматриваются два направления: оптимизация конструкции изделия, не затрагивая существа происходящих в нем процессов, и совершенствование технологии изготовления и/или повышение эффективности рабочих процессов, посредством которых реализуется функция изделия.

В двигателестроение этого можно достичь двумя основными способами: за счет улучшения (модернизации) конструкции отдельных элементов двигателя и/или за счет повышения эффективности рабочих процессов, составляющих цикл ДВС.

При движении в первом направлении, принимая во внимание высокую степень конструктивной проработки стандартных двигателей, снижение потребления топливно-энергетических ресурсов будет происходить, в основном, при изготовлении двигателей. Например, за счет оптимизации технологии изготовления основных деталей ДВС (блок цилиндров, головка блока, коленчатый вал, литейные детали и т.д.), что приведет к меньшим затратам машинного времени, экономии энергоносителей при его производстве, а также за счет снижения расхода материалов. Однако при этом способе энерго- и ресурсосбережения технико-экономические показатели собственно ДВС не меняются, и достигнуть снижения затрат в эксплуатации не удастся.

По второму направлению снижение потребления энергетических и материальных ресурсов будет происходить как при изготовлении двигателей, так и при их эксплуатации. К этому способу можно отнести следующие мероприятия: совершенствование рабочих процессов во впускных и выпускных системах, при охлаждении, подаче топлива и т.д., а также меры направленные на повышение качества эксплуатации ДВС. При этом вследствие повышения технических характеристик снижение затрат при производстве будет происходить за счет уменьшения количества необходимых двигателей для решения задачи генерации определенной мощности. В эксплуатации же двигатели с более совершенным рабочим процессом расходуют меньше топлива и смазочных материалов, имеют бульший моторесурс, а также требуют меньше затрат на техническое обслуживание и ремонт.

Таким образом, наиболее значимым, органичным по своей сути, направлением энергосбережения в двигателестроение является именно совершенствование рабочего цикла ДВС.

Следует отметить, что развитие и использование этого направления является довольно сложной задачей, поскольку оно связано с проникновением в механизм процессов, происходящих в двигателе. Поэтому для успешной реализации данного способа, безусловно, потребуются теоретические и экспериментальные исследования процессов, происходящих в ДВС.

Первичным процессом, во многом определяющим показатели двигателя является процесс впуска. И основной является проблема повышения наполнения цилиндра свежим зарядом. Данная задача особенно актуальна для двигателей (как бензиновых, так и дизельных) без системы наддува. Впускные системы ДВС чаще всего имеют круглое поперечное сечение с различными переходами, поворотами и ступеньками, поэтому в характерных для поршневых ДВС пульсирующих режимах, в тракте возникают видоизменяемые застойные зоны, снижающие количество воздуха, поступающего в цилиндр двигателя. При этом наличие возвратно-поступательных течений во впускной системе после закрытия впускного клапана приводит к уменьшению количества воздуха, поступающего в цилиндр, и снижает мощность двигателя.

Как было показано (см. раздел 3.3) применение впускного тракта с вставкой с поперечным сечением в форме равностороннего треугольника повышает расход воздуха через двигатель в основном рабочем диапазоне n в среднем на 24% в сравнении со штатной впускной системой постоянного круглого сечения. А как известно [110], мощность, развиваемая двигателем внутреннего сгорания, прямо пропорциональна расходу воздуха (топливно-воздушной смеси) через него. Следовательно, мощность двигателя при использовании впускной трубы с профилированным участком повысится не менее чем на 20% (с учетом того, что при увеличении расхода воздуха незначительно повысится отрицательная работа насосных ходов).

Рассмотрим, к каким энергоресурсным последствиям это приведет. При размещении вставки незначительно повысится масса впускной трубы (за счет использования большего количество материала на формирование профилированного участка). Однако общая масса впускной системы ДВС составляет не более 8-9% от массы двигателя (масса головки двигателя в сборе составляет 5,5-6,4% массы двигателя [10]). Поэтому можно считать, что общая масса двигателя увеличится незначительно. Но улучшится один из важнейших конструктивных параметров двигателя внутреннего сгорания, такой как удельная масса q_м. Она в среднем составляет для бензиновых и дизельных двигателей без наддува 4,2 и 6,4 кг/кВт соответственно [100]. А при использовании впускной трубы с профилированным участком q_м будет составлять уже 3,5 и 5,4 кг/кВт для бензиновых и дизельных двигателей соответственно.

Снижение данного показателя для одного ДВС в итоге приведет к снижению затрат топливно-энергетических ресурсов при производстве серии двигателей для покрытия определенной нагрузки за счет того, что их потребуется меньшее количество (на 15-20% в соответствии с повышением мощности двигателя). Это снизит капитальные затраты при приобретении уменьшенной серии моторов, уменьшит расходы при эксплуатации двигателей с модернизированной впускной системой: упадут затраты на ремонт и обслуживание, а также расходы на топливо и смазочные материалы.

Вместе с тем величина полезного эффекта от эксплуатации двигателей сугубо индивидуальна и зависит от целого ряда местных факторов.

Поэтому рассмотрим конкретную, региональную задачу: по данным [111] к 2010 году суммарная выработка по объектам малой энергетики (в основном, за счет дизель-генераторов) в Свердловской области должна достигнуть 100 МВт. Для решения данной задачи необходимо изготовить 400 штук дизель-генераторов мощностью по 250 кВт каждый с двигателем внутреннего сгорания со штатной впускной системой, имеющей постоянное круглое поперечное сечение. Если же использовать в двигателях модернизированную описанным выше способом впускную систему, то их мощность возрастет до 300 кВт, и потребуется только 334 штуки дизель-генераторов. При этом технология изготовления двигателей с модернизированной впускной системой (впускной трубой с профилированным участком), как обсуждалось выше, не будет, существенно отличается от таковой для изготовления двигателя со штатной впускной трубой (в обоих случаях они изготавливаются методом литья), поэтому конечная цена дизель-генераторов с новой впускной системой останется практически неизменной. Соответственно на 15,0% (с учетом возросшей стоимости более мощного генератора) сократятся основные капитальные затраты Свердловской области на решение задачи малой энергетики.

Далее подробно рассмотрим возможное в данном случае энергосбережение у производителя - машиностроительного завода при изготовлении уменьшенного количества двигателей с впускной системой, имеющей профилированный участок.

Показателями эффективности использования энергоресурсов для предприятий машиностроительного комплекса являются [112]: энергоемкость продукции в_ЭН.П (отношение полного годового потребления топлива и всех видов энергии УВ_Г к стоимости годового выпуска продукции Ц_Г.П), электроемкость продукции в_ЭЛ.П (отношение годового потребления активной мощности W_ЭЛ.Г к Ц_Г.П), теплоемкость продукции в_Т.П (отношение годового потребления тепловой энергии Q_Г к Ц_Г.П) и топливоемкость продукции в_ТОП.П (отношение полного годового потребления всех видов топлива УВ_Т.Г к Ц_Г.П).

В рассматриваемом случае энергосбережения будет достигнуто за счет снижения в_ЭЛ.П, поскольку другие показатели эффективности использования энергоресурсов завода (в_Т.П и в_ТОП.П) останутся неизменными. Годовое потребление тепловой энергии, которая тратится, в основном, на обогрев и вентиляцию зданий также сохранится неизменным (полагаем, что количество цехов, складов и других помещений завода не изменится). Годовое потребление всех видов топлива (дизельное топливо, мазут, газ) для нужд производства также останется прежним. Снижение годового потребления активной мощности в данном случае будет происходить в первую очередь вследствие уменьшения расхода электроэнергии в литейных и термических цехах и при выработке технологических сжатого воздуха и кислорода, поскольку для решения задачи необходимо произвести на 16,5% меньше двигателей с модернизированной впускной системой. Что в свою очередь означает, что потребуется изготовить (механическая обработка, термическая обработка, слесарные операции с использованием сжатого воздуха) меньшее количество деталей двигателей, причем не только элементов впускной системы, но и таких более сложных и энергоемких деталей, таких как блок цилиндров, головка блока и коленчатый вал.

Оценим по статистическим данным [112] возможное энергосбережение отдельно по электроэнергии и общее по всем видам топливно-энергетических ресурсов в рассматриваемом случае. Так, для производства автомобильных двигателей общее потребление топливно-энергетических ресурсов составляет 318,396 тыс. т у.т., из них на топливо тратится 43,92%, электроэнергию - 37,72% и тепловую энергию - 18,36% или в абсолютных единицах расходуется соответственно 139,840 , 120,099 и 58,457 тыс. т у.т. Полагаем, что в нашем случае расход электроэнергии уменьшится на 16,5% в соответствии со снижением необходимого количества дизель-генераторов. Тогда потребление электроэнергии составит 100,283 тыс. т у.т., а общее потребление топливно-энергетических ресурсов - 298,580 тыс. т у.т., что на 6,22% меньше, чем исходный уровень.

Таким образом, можно сделать вывод, что совершенствование в результате проведенных исследований только одного процесса - процесса впуска, приведшее к созданию модернизированной впускной системы (с профилированным участком) даст за счет повышения мощности улучшение важнейшего конструктивного показателя двигателей - удельной массы на 20%. Это позволит снизить общую затрату топливно-энергетических ресурсов при изготовлении дизель-генераторов для объектов малой энергетики Свердловской области на 6,22%.

Заключение

1. Внедрение впускной трубы (коллектора) с профилированным участком не требует значительных конструктивных доработок впускной системы двигателя и не вызывает существенных технологических затруднений при изготовлении этой детали.

2. Применение модернизированной впускной трубы существенно снижает один из важнейших конструктивных параметров ДВС - удельную массу, что повышает конкурентоспособность двигателя в целом.

3. Предлагаемые технические решения могут привести к существенному энергосбережению при производстве серии дизель-генераторов для решения задачи генерации требуемых мощностей (общее снижение затрат топливно-энергетических ресурсов при обеспечении объектов малой энергетики Свердловской области может составить более 6,0%).

Заключение

Разработаны методики, спроектирована, изготовлена и отлажена натурная экспериментальная установка для исследования газодинамики и теплообмена процесса впуска в поршневом ДВС, оснащенная системой измерений, в состав которой входит термоанемометр оригинальной конструкции. Проведенный на ней и дополнительных стендах комплекс исследований дал следующие основные результаты:

1. Установлено влияние конфигурации впускного коллектора (с воздушным фильтром и без него) на его газодинамические характеристики. Выявлены частота и амплитуда изменения скорости при колебательном, возвратно-поступательном течении воздуха во впускной системе ДВС после закрытия впускного клапана, что позволит уточнить методы расчета рабочего процесса поршневого ДВС.

2. Показано, что путем размещения во впускном канале профилированных вставок (с поперечным сечением в форме квадрата или равностороннего треугольника) можно в сравнении с традиционной трубой постоянного круглого сечения приобрести ряд преимуществ: увеличение в среднем на 24 % объемного расхода воздуха, поступающего в цилиндр (а это повысит мощность ДВС); возрастание крутизны зависимости расхода воздуха от частоты вращения коленчатого вала в рабочем диапазоне n (что приведет к более быстрому набору мощности двигателем) или линеаризацию этой зависимости (расходной характеристики) во всем диапазоне частот вращения вала (это позволит иметь более равномерные термомеханические нагрузки на главные элементы ДВС); подавление высокочастотных пульсаций воздушного потока во впускном канале (что улучшит процесс смесеобразования).

3. Выявлены закономерности влияния воздушного фильтра (в сочетании с профилированными вставками и без них) на газодинамические и теплообменные характеристики процесса впуска в поршневом ДВС.

4. Установлено, что существуют значительные отличия в закономерностях изменения локальных коэффициентов теплоотдачи _х при стационарном и пульсирующем течениях воздуха в канале, характерном для впускных систем ДВС. При этом гидродинамическая нестационарность снижает интенсивность теплоотдачи до 2,5 раз.

5. Показано, что применение профилированных вставок снижает подогрев свежего заряда при впуске в среднем на 30 %, улучшая тем самым наполнение цилиндра двигателя.

6. В результате обобщения данных были получены эмпирические уравнения для расчета мгновенного локального коэффициента теплоотдачи во впускном канале двигателя внутреннего сгорания как для статических, так и для динамических условий течения при различных конфигурациях впускной системы.

7. Отдельные положения работы приняты к реализации на ООО «Уральский дизель-моторный завод» при модернизации двигателей 6ДМ-21Л и 8ДМ-21Л.

Литература

1. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 2. Динамика и конструирование: Учеб. / В.Н. Луканин, К.А. Морозов, А.С. Хачиян и др.; Под ред. В.Н. Луканина. - М.: Высш. шк., 1995. - 319 с.: ил.

2. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей. Учебник для втузов по специальности «Двигатели внутреннего сгорания» /Д.Н. Вырубов, Н.А. Иващенко, В.И. Ивин и др.; Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1983. - 372 с., ил.

3. Карасик А.Б. Конструирование и оценка прочности основных деталей двигателей внутреннего сгорания: Учебное пособие. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2003. 265 с.

4. Двигатели внутреннего сгорания: Учеб. для вузов / А.С. Хачиян, К.А. Морозов, В.Н. Луканин и др.; Под ред. В.Н. Луканина. 2-е изд. - М.: Высш. шк., 1985. - 311 с.

5. Иванов А.М., Солнцев А.Н., Гаевский В.В. и др. Основы конструкции автомобиля. - М. ООО «Книжное издательство «За рулем», 2005. - 336 с.: ил.

6. Глаголев Н.М. Тепловозные двигатели внутреннего сгорания и газовые турбины / Н.М. Глаголев, В.В. Водолажченко, А.А. Куриц, Е.Т. Бартош - 2-е издание, перераб. и доп. - М. Транспорт, 1965 - 400 с., ил.

7. Быстроходные поршневые двигатели внутреннего сгорания / Н.Х. Дьяченко, С.Н. Дашков, В.С. Мусатов, П.М. Белов, Ю.И. Будыко; Под ред. Н.Х. Дьяченко - М. Ленинград, 1962 - 360 с., ил.

8. Дизели: Справочник. 3-е изд., перераб. и доп./ Под общ. ред. В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, Л.К. Коллерова и др. Л.: Машиностроение, 1977. 480с.

9. Драганов Б.Х., Круглов М.Г., Обухова В.С. Конструирование впускных и выпускных каналов двигателей внутреннего сгорания - К.:Вища школа. Головное изд-во, 1987. - 175 с.

10. Вихерт М.М., Грудский Ю.Г. Конструирование впускных систем быстроходных дизелей - М.: Машиностроение, 1982. - 151 с., ил.

11. Круглов М.Г., Меднов А.А. Газовая динамика комбинированных двигателей внутреннего сгорания: Учебное пособие для студентов, обучающихся по специальности «Двигатели внутреннего сгорания». - М.: Машиностроение, 1988. - 360 с.

12. Calculation of three-dimentioal current in input pipe of cylinder head of diesel. Liu Botang, Gan Xianshan, Zou Guoping, Hu Jingrong// Huazhong ligong daxue xuebao=J. Huazhong Univ. Sci. abd Technol. -1999. -27., №11 -c.42-44.

13. Simulation of engine internal flows using digital physics: Recontres sci. FP "Model multidimensionnelle ecoulements mot.", Rueil-Malmaison, 3-4 dec., 1998/ Halliday J., Teixeira C., Alexander C.// Oil and Gas Sci. and Techn.: Rev. Inst. fr. petrole. -1999. -54. №2. -c.187-191.

14. CDF based shape optimization of IC engine: Recontressci: IFP "Model multidimensionnelle ecoulements mot.", Ruel-Malmaison, 3-4 dec., 1998/ Trigui N., Griaznov V., Affes H., Smith D. //Oil and Gas:Rev. Inst. fr. petrole. -1999.-54, №2.-c.297-307.

15. Адаляев А.Ю. Влияние степени закрутки заряда в камере сгорания дизеля на образование оксидов азота./ Адаляев А.Ю. (ВлГУ). Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей: Материалы 9 Международной научно-практической конференции, Владимир, 2003. с.61-64.

16. Драгомиров С.Г. Теоретический анализ процесса смесеобразования в закрученных потоках. Драгомиров С.Г. (ВлГУ, Владимир). Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС: материалы 8 Международной научно-практической конференции, 2001, с.136-138.

17. Голев Б.Ю., Эфрос В.В. Метод исследования газодинамических процессов в каналах поршневого двигателя. / Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения: Труды Международной научно-технической конференции, 26-28 апреля 2006 г., г. Челябинск. - Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2006. - 353 с.

18. Эфрос В.В., Голев Б.Ю. Численное исследование впускных каналов // Двигателестроение №4, 2007. стр. 24 - 27.

19. Кухаренок Г.М. Рабочий процесс высокооборотных дизелей. Методы и средства совершенствования. - Минск: БГПА, 1999. - 180 с.

20. Круглов М.Г., Меднов А.А. Газовая динамика комбинированных двигателей внутреннего сгорания: Учеб. пособие для студентов, обучающихся по специальности «Двигатели внутреннего сгорания». - М.: Машиностроение, 1988. - 360 с.

21. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением от сжатия. Теория, рабочий процесс и характеристики. - М. Машгиз, 1963 - 640 с., ил.

22. Глаголев Н.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. Новый метод расчета. - М. Машгиз, 1950 - 480 с., ил.

23. Двигатели внутреннего сгорания. Рабочие процессы в двигателях и их агрегатах. Под ред. А.С. Орлина. 2-е изд., Т.1. М., Машгиз, 1957, 396с.

24. Characterizatio of swirl under steady flow in a single cylinder diesel engine with different inlet conditions. Gazeaux J., Thomas D.G. (59313 VALENCIENNES Cedex 9 France). Entropie. 2001. 37, №234, c.12-19.

25. Tumble-Brennverfabren fur DL-Ottomotoren. Wolters Peter, Geiger Jose, Baumgarten Henning. MTZ: Motortechn. Z. 2000.61, №11, c.758-767.

26. Драгомиров С.Г., Янович Ю.В., Драгомиров М.С. Влияние регулируемого вихреобразования на впуске на показатели двигателя. Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей: Материалы 9 Международной научно-практической конференции, Владимир, 2003. - с.41-45.

27. Романченко А.Ф. Информационно-измерительные системы нестационарного энергетического состояния. Уфа, 2000, 173 С.

28. Ромащенко А.Ф., Кудрин А.Н. О перспективах расширения функциональных возможностей термоанемометрических методов измерений // Датчики и преобразователи информационных систем измерения, контроля и управления «Датчик 2000» / Материалы 12 науч.тех.конф.., Москва, МГИЭМ, 2000., С. 56.

29. Патент США 5218866. Способ и устройство для измерения скорости потока среды // Реферативный журнал «Изобретения стран мира». 1995, № 3.

30. Патент Японии 6043906. Измеритель скорости потока газа // Реферативный журнал «Изобретения стран мира». 1997, №9.

31. Патент Германии 4342235. Анемометр с питающим напряжением // Реферативный журнал «Изобретения стран мира». 1997, № 3.

32. Патент Франции 2728071. Массовый расходомер с нитью накала // Реферативный журнал «Изобретения стран мира». 1997, № 20.

33. Патент Японии 6046164. Устройство измерения расхода воздуха для системы управления двигателем внутреннего сгорания // Реферативный журнал «Изобретения стран мира». 1997, № 10.

34. Патент Японии 6046165. Устройство измерения расхода воздуха для системы управления двигателем // Реферативный журнал «Изобретения стран мира». 1997, № 10.

35. Фреймут П. «Теория регулирования с обратной связью для термоанемометров постоянной температуры» //Приборы для научных исследований. 1967. №5, стр. 98.

36. Reasearch of air charge flow in cylinder of spark-ignition engine. Feng Mingzhi, Xu Zhen-zhong, Li Yu-feng, Liu Shu-liang, Shi Shaoxi (National Engin Combustion Laboratory, Tianjin University, Tianjin 300072, China). Tianjin daxue xuebao. Ziran kexueyu gongcheng=J.Tianjin Univ. Sci. and Technol. 2000. №3, c.355-359.

37. Dreidimensionale fur 4-takt-Verbrennungsmotoren mit Ein. - Ventilstenerung nach dem Prinzip von Bernoulli: Заявка 10161689 Германия , МПК F 02 F 1/24, F 02 F 1/42. Kludszuweit Alfred.

38. Засухин И.Н., Булыгин В.П., Бернадский В.Г., Волосенцев Б.С. Термоанемометр. А.С.650014 (СССР), 1979,Б.И. №8.

39. Окунь И.З. Термоанемометр постоянной температуры. А.С.788004 (СССР), 1980, Б.И. №46.

40. Вавилов В.Д., Сарычев С.В., Чумаков В.И., Матвеев В.И., Яковлев В.П. Термоанемометр. А.С.834524 (СССР), 1981, Б.И. №20.

41. Дубовский В.В. Термоанемометрическое устройство. пат. 2017157 (РФ), 1994, заявка: 4761881/10.

42. Хинце И.О. «Турбулентность» М., Физматгиз, 1963 г., 680 стр. с илл.

43. Повх И.Л. Аэродинамический эксперимент в машиностроение. Изд. 3-е, доп. и исправл. Л., «Машиностроение» (Ленингр. Отд-ние), 1974. 480 с.

44. Брэдшоу П. «Введение в турбулентность и ее измерение» М. 1974. 282 стр.

45. Патент США 5383357. Датчик массового расхода воздуха // Реферативный журнал «Изобретения стран мира». 1996, №5.

46. Патент Японии 6054252. Тепловой датчик расхода воздуха с импульсным управлением // Реферативный журнал «Изобретения стран мира», 1997, №14.

47. Романченко А.Ф., Ахметов Р.Р., Вежнин В.П. Термоанемометрический преобразователь. А.С.638896 (СССР), 1978, Б.И. №47.

48. Романченко А.Ф., Клишко А.Р. Термоанемометрический датчик. А.С.775701 (СССР), 1980, Б.И. №40.

49. Системы управления дизельными двигателями. Перевод с немецкого. Первое русское издание. - М.: ЗАО «КЖИ «За рулем», 2004. - 480 с.: ил.

50. Системы управления бензиновыми двигателями. Перевод с немецкого. Первое русское издание. - М.: ООО «Книжное издательство «За рулем», 2005. - 432 с.: ил.

51. Березин С.Р. Исследование динамического наддува четырехтактного двигателя внутреннего сгорания.-Автореф. дис. … канд. техн. наук. -Москва, 1980 - 16 с.

52. Крайнюк А.И., Сторчеус Ю.В. Системы газодинамического наддува. Монография. - Луганск: Изд-во Восточноукр. нац. уни-та, 2000. - с. 224

53. Matsumoto I., Ohara A. Variable induction systems to improve volumetric efficiency at low and/or medium engine speeds / “SAE Techn. Pap. Ser.”, 1986 - № 860100 pp.1 -11.

54. Круглов М.Г., Рудой Б.П., Березин С.Р. Критериальная взаимосвязь параметров четырехтактного ДВС при динамическом наддуве // Двигатели внутреннего сгорания. - Харьков, Изд-во «Вища школа» при ХГУ, 1983 - вып. 37 - с. 67 - 76.

55. Burchardt H.M., Arnold G. Rechnerische Auslegung des geschalteten Ansaugsystems Dual Ram // Automob.-Ind.-1989, №5-s.619-632.

56. Грехов Л.В., Иващенко Н.А., Марков В.А. Топливная аппаратура и системы управления дизелей: Учебник для вузов.- М.: Легион-Автодата, 2004.- 344 с.

57. Vorrichtung zur Beeinflussung der Ansaugstromung bei einem Verbrennungs-motor: заявка 19830859 Германия, МПК F 02 B 31/06, F 02 F 09/10. FischerChristian, Filterwerk Mann+Hummel Gmb H.

58. Kolbenbrennkraft mashine mit unterteiltem Gseinlabkanal: Заявка 19960626 Германия, МПК F 02 B 31/08. FEV Motorentechnik Gmb H. Wolters Peter (Patentan walte Maxton&Langmaack, 50968 Koln).

59. Einlabkanalsystem fur eine Brennkraftmaschine: Заявка 19856309 Германия, МПК F 02 B 31/04. Ottowitz Alfred, Bandel Clemens;AUDI AG.

60. I.c. engine inlet port with flat wall portion;: Заявка 2332709 Великобритания, МПК F 02 F 1/42. Brignall Allan, Capon Geoffrey Charles, Ford Global Technologies, Inc.

61. I.c. engine inlet port with sharp-edged swirl lip: Заявка 2332708 Великобритания, МПК F 02 F 1/42. Brignall Allan, Turner Paul Niger, Baker Philip; Ford Global Technologies, Inc.

62. Свещенский В.О. Устройство для регулирования вихреобразования в цилиндре ДВС; Пат. 2131055 Россия, МПК F 02 M 29/08; Алт.техн.ун-т.

63. Кутателадзе С.С. Теплопередача и гидродинамическое сопротивление: Справочное пособие. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 367 с.

64. Кутателадзе С.С., Боришанский В.М. Справочник по теплопередаче. Изд. 1-е. - М., «Государственное энергетическое издательство», 1958.

65. Simulation of air charge flow on intake stroke of diesel engine. Mei De-qing, Sun Ping, Cai Yi-xi, Gong Xion-mei, Miao Yue-chuan, Wang Wei-feng (Jiangsu University, Chaina). Jiangsu daxue xuebao. Ziran kexue ban=J.Jiangsu Univ. Natur. Sci. 2002.23, №4, c.12-15.

66. Янович Ю.В. Оценка адекватности расчетного исследования течения во впускном трубопроводе двигателя. Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей: Материалы 9 Международной научно-практической конференции, Владимир, 2003. с.267-271.

67. The effect of intake valve alignment on swirl generation in a DI disel engine /Kang Kern Y., Reitz Rolf D. //Exp. Therm. and Fluid Sci. -1999-20, №2.-c.94-103.

68. Белоконь К.Г. и др. Конструкция 4-клапанной головки цилиндров для перспективных двигателей КАМАЗ и исследование газодинамических характеристик каналов //Труды юбилейной научно-практической конференции" Перспективы развития автомобилей и двигателей в Республике Татарстан". -г. Наб.Челны: ОАО "КАМАЗ ", 1999.-с.142 - 149.

69. Поваляев В.А. Улучшение показателей работы тракторного дизеля совершенствованием впускных каналов: Автореф. дис. … канд. техн. наук / ЮУрГУ. Челябинск, 2007. 185 с.

70. Янович Ю.В. Разработка и исследование регулируемого вихреобразования на впуске автомобильного двигателя с распределенным впрыскиванием бензина: Автореф. дис. … канд. техн. наук / ВлГУ. Владимир, 2002. 190 с.

71. Драмогаров С.Г. Оценка влияния закрученного потока воздуха на процессы образования топливовоздушной смеси. Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей: Материалы 9 Международной научно-практической конференции, Владимир, 2003. с.350-353.

72. An experimental study of spray mixing in a direct ijection engine. Probst D.M., Ghandhi J.B. (Engine Research Center, University of Wisconsinn - Madison, USA). Int. J. Engine Res. 2003. 4, № 1, c/27-45.

73. Макаревич П.С. Повышение технического уровня четырехтактных дизелей снижением скорости рабочего тела в проходных сечениях клапанов: Автореф. дис. … канд. техн. наук / ЮУрГУ. Челябинск, 2006. 132 с.

74. Research of vortex formation in cylinder of diesel engine on intake stroke.Wu Zhi-jun, Sun Jimei, Huangzhen (School of Power and Energy Eng., Shanghai Jiaotong Univ., Shanghai 200030, China). Shanghai jiaotong daxue xuebao=J. Shanghai Jiaotong Univ. 2000. 34, №9, c.1293-1297.

75. Diesel R. Theorie und Konstruktion eines rationellen Warmenmotors zum Ersatz der Dampfmaschine und der heute bekanten Warmenmotoren.-Berlin, Springer-Verlag, 1893.-96 S.

76. Гриневецкий В.И. Тепловой расчет рабочего процесса, Москва, типо - литография «И.Н. Кушнерев и К0», 1907. С. 569-594.

77. Nusselt W. Der Warmeubergan in der Verbrennungskraft maschinen//VDI -Forschungsheft, №264.-1923.- S.47-54.

78. Брилинг Н.Р. Исследование рабочего процесса и теплопередачи в двигателе. Государственное научно-техническое издательство. Москва, Ленинград. 1931. 320 с.

79. Гришин Ю.А., Манджгаладзе А.А. Принцип профилирования выпускных каналов и впускных патрубков двигателей внутреннего сгорания// Изв. вузов. Машиностроение. - 1982. - №9. - С.95-98.

80. Грудский Ю.Г., Чирик П.И., Шведов В.Ф. Методы оценки совершенства выпускных каналов дизелей// Тр. НАМИ. - 1979. - Вып. 176. - С.130-140.

81. Ивин В.И., Васильев Л.А. Структура и интегральные характеристики потока в выпускном канале двигателя при стационарных и нестационарных условиях// Двигателестроение. - 1985. - №1. - С. 14-17.

82. Седач В.С. Газовая динамика выпускных систем поршневых машин. - Х.: Вища школа. Головное изд-во, 1974. - 171 с.

83. Woschni G., Kawtaradse R.S., Zelinger K. Dralluntersuchung im Vierventil-Dieselmotor mit Hilfe stationarer Durchstromung. LVK TU-Munchen, 1995.-49 S.

84. Вошни Г., Цайлингер К., Кавтарадзе Р.З. Вихревое движение воздуха в быстроходном дизеле с четырьмя клапанами на цилиндр// Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Серия «Машиностроение», №1, 1997. С.74-84.

85. Stieper K., Polej A. Brennraumseitige ortliche thermische Randbedingungen fur Verbrennungsmotoren// MTZ. №7-8, 1998. S.500-505.

86. Петриченко М.Р., Валишвили Н.В., Кавтарадзе Р.З. Пограничный слой в вихревом потоке на неподвижной плоскости// РАН. Сибирское отделение. Теплофизика и аэромеханика. Том 9, № 3, 2002. -С. 411-421.

87. Краев В.М. Теплообмен и гидродинамика турбулентных течений в условиях гидродинамической нестационарности. / Изв. вузов. Авиационная техника. 2005. №3, стр. 39-42.

88. Бухаркин В.Б., Краев В.М. Влияние гидродинамической нестационарности на теплообмен и гидравлическое сопротивление в трубе// Проблемы газодинамики и тепломассообмена в энергетических установках: тр. XV Школы-семинара молодых ученых и специалистов под рук. акад. РАН А.И. Леонтьева, 23-27 мая 2005г, Калуга, Россия. М.: МЭИ, 2005. С.71-74.

89. Володин Ю.Г., Федоров К.С., Яковлев М.В. Нестационарные эффекты и теплообмен в пусковом режиме энергетических установок// Изв. ВУЗов. Авиационная техника. - 2006. - №4. - С. 41-43.

90. Обслуживаем и ремонтируем ВАЗ-1111, ВАЗ-11113 «Ока». Правовая информация. Правила оказания услуг. - М.: АСТ: Астрель, 2006. - 346 с.: ил.

91. McAdams W.H., Heat Transmission, 3-е изд., стр. 260, McGraw-Hill Book Company, Inc., New York, 1954. ( Имеется русск. перевод: Мак-Адамс В., Теплопередача, ОНТИ, М., 1936.)

92. Rasmussen C.G., Madsen B.B. A hot-wire and hot-film anemometry. An introduction to the theory and applicaton of the DISA constant tempreture anemometr.

93. Kramers H., Physica, 12, 61 (1946).

94. Идельчик И.Е. Некоторые эффекты и парадоксы в аэродинамике и гидравлики. - М.: Машиностроение, 1982. - 96 с., ил.

95. Степаненко И.П. Основы теории транзисторов и транзисторных схем. - М.: Энергия, изд. 2-е допол. и перераб., 1967. - 616 с., ил.

96. Тревис Дж. LabVIEW для всех / Джеффри Тревис: Пер. с англ. Клушин Н.А. - М.: ДМК Пресс; яприборКомплект, 2005. - 544 с.: ил.

97. Густав Олссон, Джангуидо Пиани. Цифровые системы автоматизации и управления. - Спб.: Невский Диалект, 2001. - 557 с.: ил.

98. Бабич Н.П., Жуков И.А. Основы цифровой схемотехеники: Учебное пособие. - М.: Издательский дом «Додэка-ХХI», К.: «МК-Пресс», 2007. - 480 с., ил.

99. Жилкин Б.П. Экспериментальное исследование газодинамических процессов в системе впуска поршневого ДВС/ Б.П. Жилкин, Л.В. Плотников, С.А. Корж, И.Д. Ларионов// Двигателестроение №1, 2009. - С. 9-12.

100. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 1. Теория рабочих процессов: Учеб. / В.Н. Луканин, К.А. Морозов, А.С. Хачиян и др.; Под ред. В.Н. Луканина. - М.: Высш. шк., 1995. - 368 с.: ил.

101. Королев В.Н. Термодинамика поршневых двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. Екатеринбург: УГТУ, 1997. 76 с.

102. Плотников Л.В., Жилкин Б.П. Влияние фильтрующего элемента на газодинамические характеристики поршневого ДВС при различных конфигурациях впускного тракта// Повышение эффективности силовых установок колесных и гусеничных машин: материалы научно-технической конференции, посвященной 40-летию кафедры двигателей. - Челябинск: ЧВВАКИУ, 2008. - С. 84-89.

103. Жилкин Б.П., Плотников Л.В. Динамические характеристики процесса впуска в поршневом ДВС // Журнал научных публикаций аспирантов и докторантов. №1, 2009. - С. 135-143.