Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Расчетные и экспериментальные методы исследования рабочего процесса поршневых двигателей, работающих на природном газе 12
1.1. Современное состояние и перспективы развития газовых двигателей 12
1.2. Численные методы исследования локальных нестационарных параметров в цилиндре газовых двигателей 15
1.2.1. Краткая характеристика математических моделей для расчета локальных параметров в цилиндре газовых двигателей 15
1.3. Экспериментальные методы исследования локальных
нестационарных параметров в цилиндре газовых двигателей 19
1.3.1. Метод оптического индицирования 19
1.4. Особенности рабочего процесса поршневых газовых двигателей 24
1.4.1. Особенности рабочего процесса газодизеля 24
1.4.2. Особенности рабочего процесса газового искрового двигателя 27
1.4.3. Влияние формы камеры сгорания на рабочий процесс газового ДВС 30
1.5. Выводы по главе I. Цель и задачи исследования 38
ГЛАВА 2. Моделирование трехмерного нестационарного движения и турбулентного горения в цилиндре поршневого двигателя 42
2.1. Создание сетки контрольных объемов 42
2.2. Трехмерная модель турбулентного переноса в цилиндре двигателя 49
2.3. Применение k-є модели турбулентности для определения коэффициента турбулентного обмена 51
2.4. Краткое описание алгоритма SIMPLE 54
2.5. Модель турбулентного сгорания Магнуссена- Хьертагера 54
2.6. Модель образования NOx на основе расширенного механизма Зельдовича 56
2.7. Верификация математической модели 59
2.8. Выводы по главе 2 62
ГЛАВА 3. Экспериментальное исследование рабочего процесса быстроходного дизеля, конвертированного на природный газ 64
3.1. Краткая характеристика конвертированного на природный газ дизеля КамАЗ-740.13 .Г-260 и его базового варианта КамАЗ-740.13-240 64
3.2. Принципиальная схема и краткое описание работы экспериментальной установки для исследования рабочего процесса газового двигателя 67
3.3. Индицирование газового двигателя 71
3.4. Экспериментальные значения скорости тепловыделения 78
3.5. Выводы по главе 3 84
ГЛАВА 4. Анализ влияния конструктивных и регулированных параметров на эффективные и экологические показатели быстроходного дизеля, конвертированного на природный газ 87
4.1. Влияние формы камеры сгорания на нестационарные осредненные параметры рабочего процесса газового двигателя 87
4.2. Влияние формы камеры сгорания газового двигателя на изменение локальных нестационарных параметров рабочего процесса 98
4.3. Влияние угла опережения зажигания на эффективные и экологические показатели газового двигателя 108
4.4 Численный анализ влияния интенсивности вихревого движения заряда на интегральные и локальные параметры рабочего процесса 113
4.5. Выводы по главе 4 125
Основные выводы и заключение по диссертационной работе 127
Литература
- Численные методы исследования локальных нестационарных параметров в цилиндре газовых двигателей
- Трехмерная модель турбулентного переноса в цилиндре двигателя
- Принципиальная схема и краткое описание работы экспериментальной установки для исследования рабочего процесса газового двигателя
- Влияние формы камеры сгорания газового двигателя на изменение локальных нестационарных параметров рабочего процесса
Введение к работе
Топливно-энергетическая и экологическая ситуация, складывающаяся в мире, свидетельствует о том, что природный газ, используемый в качестве моторного топлива, является реальной альтернативой жидким углеводородным топливам. В условиях конвертации находящихся в эксплуатации двигателей внутреннего сгорания для работы на природном газе, т.е. для так называемого вторичного рынка газоиспользующей техники, выбор способа организации рабочего процесса ограничивается технологическими возможностями ремонтных подразделений транспортных предприятий. Поэтому самым распространенным является увеличение камеры сгорания под степень сжатия, исключающую появление детонации в цилиндре двигателя, с последующей организацией процессов подачи и воспламенения топливно-воздушной смеси. Особое внимание следует уделять влиянию формы камеры сгорания, интенсивности вихревого движения заряда и угла опережения зажигания на скорость распространения фронта пламени и скорость выгорания топлива, возникновению вредных компонентов в процессе окисления метана, интенсивности турбулентности и локальных значений турбулентной кинетической энергии, тепловых потерь в стенки камеры сгорания. По характеру протекания этих физических процессов, дизель, конвертируемый на природный газ, значительно отличается от базового двигателя.
В настоящее время особое значение при конвертировании серийных двигателей на природный газ приобретает математическое моделирование процессов смесеобразования и сгорания в цилиндре двигателя ещё на стадии разработки проекта перевода на природный газ, что должно обеспечить сокращение времени и материальных затрат на экспериментальную доводку.
Очевидно, что конвертирование серийных дизелей на природный газ и обеспечение приемлемых эффективных и экологических показателей, является одной из актуальных задач современного двигателестроения.
Цель работы. Исследование возможности улучшения экологических характеристик быстроходного дизеля, конвертированного в газовый двигатель с искровым зажиганием.
Задачи работы.
1. Проведение экспериментальных исследований рабочего процесса быстроходного дизеля, конвертированного в газовый двигатель с искровым зажиганием, в лабораторных условиях;
2. Разработка и верификация математической модели трехмерного турбулентного переноса и горения в цилиндре газового двигателя с использованием результатов эксперимента;
3. Исследование влияния конструктивных (форма камеры сгорания, интенсивность вихревого движения заряда) и регулировочных (угол опережения зажигания) параметров на экологические показатели (NOx) газового двигателя.
Научная новизна работы. Исследованы влияния конструктивных (формы камеры сгорания, интенсивность вихревого движения заряда) и регулировочных (угол опережения зажигания) факторов в быстроходном дизеле, конвертированном на природный газ, на образование оксидов азота с учетом нестационарного трехмерного движения и турбулентного сгорания в цилиндре.
Достоверность и обоснованность научных положений определяются: -использованием фундаментальных законов и уравнений теплофизики, газодинамики и физической химии с соответствующими граничными условиями, современных численных методов реализации математических моделей;
- применением достоверных опытных данных по исследованию рабочего процесса газового двигателя с искровым зажиганием, полученных во ВНИИГАЗе и в МГТУ им. Н.Э. Баумана при непосредственном участии автора.
Использованием известных экспериментальных данных по внутрицилиндровым процессам газовых двигателей, полученных во ВНИИГАЗе, МАДИ, на фирмах MAN, Volvo и др.
Практическая значимость работы состоит в том, что:
- Разработанные метод и алгоритм позволяют прогнозировать эффективные и экологические показатели дизеля при его конвертировании в газовый двигатель с искровым зажиганием;
- Определены значения конструктивных и регулировочных параметров, обеспечивающих снижение содержания оксидов азота в продуктах сгорания газового двигателя КамАЗ-740.13 .Г-260;
Апробация работы. По основным разделам диссертационной работы были сделаны доклады на:
• Международном симпозиуме "Образование через науку", посвященном 175-летию МГТУ им Н.Э. Баумана, Москва, МГТУ им Н.Э. Баумана, май. 2005г.;
• Научный семинар "Проблемы моделирования процессов горения"(под рук. чл-корр. РАН Ю.В. Полежаева и д.ф.-м. наук, проф. СМ. Фролова), Москва, Институт химической физики им Н.Н. Семенова РАН, октябрь 2005 г.;
• Четвертой Российской Национальной Конференции по Теплообмену, Москва, МЭИ, октябрь 2006г.;
• Научно-технической конференции «3-й Луканинские чтения. Решение энергоэкологических проблем в автотранспортном комплексе», январь 2007.Г., Москва, МАДИ.
Публикации. По результатам диссертационной работы опубликовано 8 работ.
Объем работы. Диссертационная работа содержит 145 страницы машинописного текста, 51 рисунок, 5 таблиц, состоит из введения, 4-х глав, заключения и списка литературы из 118 наименований (42 из них на иностранном языке).
Автор считает своим долгом благодарностью вспомнить ведущего научного сотрудника лаборатории "Газовой автотракторной техники", ООО "ВНИИГАЗ" покойного кандидата технических наук И.Г. Багдасарова, помогавшего в подготовке и проведении экспериментальной части работы;
Автор выражает свою искреннюю благодарность:
• Научному руководителю профессору Р.З. Кавтарадзе за всестороннюю помощь и поддержку во время работы над диссертацией;
• Начальнику отдела "Использование газа на транспорте" 000 "ВНИИГАЗ" кандидату технических наук А.И. Гайворонскому за плодотворное обсуждение ряда вопросов, затронутых в диссертации;
• Коллективу кафедры «Поршневые двигатели» (Э-2) МГТУ им. Н.Э. Баумана и её руководителю профессору Н.А. Иващенко за творческую атмосферу.
Численные методы исследования локальных нестационарных параметров в цилиндре газовых двигателей
Для изучения рабочего процесса двигателя применяются различные математические модели, такие как нуль-мерные, квази-мерные и многомерные [12, 13, 14, 15, 16, 17]. В данной главе подробно описан метод контрольных объемов, так как является наиболее точным в описании процессов протекающих в цилиндре двигателя.
Из нульмерных математических моделей наибольшее распространение получила однозонная модель.
Составление математической модели при однозонном представлении камеры сгорания проводится на основе следующих предпосылок [18].
1. Изменение давления РДт) и температуры Тоо(т) в объеме КС не имеют локального характера, т.е. их мгновенные значения одинаковы для любой произвольной точки в пространстве КС.
2. Элементарная часть топливно-воздушной смеси образуется мгновенно и мгновенно сгорает, она так же мгновенно полностью перемешивается с общей массой заряда, в результате в цилиндре получается гомогенное рабочее тело с давлением Роо(т) и температурой Тх(т).
3. Продукты сгорания, имеющие температуру Т,х(т) и полностью перемешанные с общим зарядом цилиндра, находятся в состоянии химического равновесия.
Математическая модель однозонной модели состоит из уравнения сохранения массы (неразрывности), уравнения сохранения энергии (I закон термодинамики для открытых систем) и уравнения состояния. Используя их, можно решить две различные задачи расчета рабочего процесса:
1. Определить изменение давления Р (т). Для этого необходимо задать закон тепловыделения QX(T), а также закон теплообмена Qw(x), чтобы найти количество теплоты, передаваемой к рабочему телу и идущей на повышение его внутренней энергии. Условно эту задачу можно назвать прямой задачей расчета рабочего процесса.
2. Определить закон тепловыделения Qx(x), задавая при этом закон изменения давления Роо(т), полученный либо экспериментальным, либо расчетным путем. Очевидно, что для определения QX(T) следует также задать закон теплообмена QW(T), Т.К. непосредственно из РДт) можно найти количество теплоты dQ, идущей на изменение внутренней энергии рабочего тела и связанной с dQx и dQw выражением dQ=dQx-dQw. В отличие от первой эту задачу можно назвать обратной задачей расчета рабочего процесса.
Основной недостаток однозонной модели состоит в том, что температура рабочего тела для всего объема КС допускается одинаковой и ее изменение рассматривается только по времени [18]. На самом деле локальные температуры рабочего тела в КС различаются. Это прежде всего относится к процессу сгорания, при котором разница между температурами продуктов сгорания и пока еще не сгоревшей смеси может превышать 1000... 1500 К.
Очевидно, что осредненная по объему КС температура рабочего тела, определенная с помощью однозонной модели, сильно отклоняется от ее локальных значений. Это делает однозонную модель непригодной для достоверной оценки токсичности выпускных газов или лучистого теплообмена в КС.
Известно, что соединение азота с кислородом и образование NOx наблюдается при температуре выше 1800 К, при этом для их образования достаточно нескольких миллисекунд.
Это приводит к необходимости создания многозонных моделей расчета рабочего процесса, самой простой из которых является двухзонная модель. В ее основе лежат следующие допущения [18]:
1. Полный объем, занимаемы рабочим телом, условно делится на две зоны. В одной зоне, названной "несгоревшей зоной", находится еще не успевшая сгореть рабочая смесь, а в другой - "сгоревшей зоне" - уже сгоревший газ (продукты сгорания). Эти две зоны разделены бесконечно тонкой линией фронта пламени, и каждая из них имеет свою температуру. 2. Каждая из двух зон для произвольного момента времени рассматривается как гомогенная, и разницы между локальными температурами внутри каждой зоны нет, могут различаться только температуры отдельных зон.
3. Давление по всему объему КС и, следовательно, внутри обеих зон для произвольного момента времени одинаково, и разницы между его локальными значениями нет.
4. После каждого изменения температуры мгновенно устанавливается химическое равновесие. На основе этого допущения определяются количественные показатели двухзонной модели.
5. Остаточные газы рассматриваются как смесь сгоревшего топлива и необходимого для его сгорания воздуха. При этом остаточные газы сначала перемешиваются в несгоревшей зоне, а потом, после начала сгорания, пропорционально к уменьшению несгоревшей зоны переводятся в сгоревшую зону, так что для каждого момента времени устанавливаются доли остаточных газов в сгоревшей и несгоревшей зонах.
Трехмерная модель турбулентного переноса в цилиндре двигателя
Современные методы индицирования двигателя предусматривают применение датчиков пневмоэлектрического и пьезокварцевого типа.
Датчик пневмоэлектрического индикатора [85] схематически показан на рис. 3.6. В нижней части корпуса 4 расположены два седла 1 и мембрана 2. Седла и мембрана плотно зажимаются при помощи нажимной втулки 5 и дистанционной втулки 11. На верхнем седле установлен изолированный от седла контакт 3, который при помощи пружинки 10, контактного стержня 7, изолирующий вставки 6 и кабеля включен в электрическую цепь тиратронного реле. Воздух подается во внутреннюю полость датчика через штуцер 9. Датчик имеет водяное охлаждение. Центр зажатой между седлами мембраны может перемещаться в пределах зазора, образованного внутренними сферическими поверхностями седел. В верхнем положении мембрана, соприкасаясь с контактом седла 3, замыкает его на массу. В момент замыкания или размыкания контакта возникает электрический сигнал, поступающий затем в усилительное устройство. По мере повышения давления в цилиндре наступает момент, когда давление во внутренней полости датчика становится равным, а затем меньше давления в цилиндре. В этот момент мембрана отходит от нижнего седла и прижимается к верхнему,
Надежность и стабильность работы описанного датчика зависят главным образом от конструкции и качества изготовления седел и мембран. Увеличение разницы в температурах и связанной с этим разницы в температурных расширениях мембраны и седел приводит к тому, что зажатая по краям мембрана выгибается и прижимается к одному из седел. Это увеличивает статическое усилие, необходимое для перемещения мембраны между седлами, что вносит ошибку в показания прибора. На температуру мембраны (при прочих равных условиях) влияет площадь ее контакта с внутренним более холодным седлом датчика.
В данной работе предпочтение было отдано пьезокварцевому датчику. В частности был использован датчик 8QP505cs производство фирмы AVL пьезокварцевый (рис. 3.3 (8), рис. 3.7). Датчик имеет следующие характеристики: диапазон измерения 180 бар; чувствительность 18,65 рС/бар; линейность t0,6%; собственная частота 100 кГц; момент 15 нМ; прокладка -zl30.
Датчик в отличие от остальных узлов индикатора, представляет устройство, конструкция которого должна быть непосредственно связана с условиями работы на поршневом двигателе.
Следует отметить, что требования к датчику в значительной мере повышаются в связи с необходимостью иметь датчик малых размеров, так как в противном случае его установка непосредственно в камерах сгорания верхнеклапанных двигателей с небольшими размерами цилиндров невозможна. Ввод же дополнительных промежуточных каналов значительно искажает индикаторную диаграмму [86]. Общим требованием, предъявляемым к пьезокварцевому датчику давления, является обеспечение линейности его характеристики в любых, практически возможных условиях работы. Под характеристикой датчика понимается зависимость величины электрического сигнала на выходе из датчика от давления на его мембрану.
Система охлаждения датчика давления ZP91.00 имеет следующие характеристики: объем бака 20 л; расход воды 6 л/мин; электромотор 3x380V (конденсатор 220 В, 50 Гц, 0.25 кВт)
Индицирование двигателя с помощью пьезокварцевого датчика осуществляется следующим образом (рис. 3.8): Сигнал (мВ) с датчика высокого давления 8QP505c 3 поступает в блок усилителя 3056 А01 2, затем в процессор High Speed Signal Processor 6501 (рис. 3.8 (1)), где происходит его синхронизация и обработка с сигналом, поступившим от устройства 4 измерения частоты вращения коленчатого вала 360CG.00. Результат обработки сигналов выводится на дисплей 6.
При индицировании двигателя используются следующие приборы: 1) Digital Analyzer 657 - устройство приема и обработки сигналов (AVL, Австрия) состоит из усилителя 2 типа 3056 А01, процессора 1 High Speed Signal Processor 6501 и дисплея 6. 2) Комплект 360CG.00 - прибор для измерения частоты вращения двигателя. Состоит из пластикового диска 4 с разметкой 363CG.01 и оптического датчика 361CG.03 . 3) Мультипликатор 5 импульсного типа 3501-Z03.1.
Использованный в данной работе, метод исследования рабочего процесса базируется на тщательном индицировании, которое должно не только давать качественное представление о характере процесса, но и достаточно точно отражать количественную сторону явления. Для такого анализа необходимы индикаторные диаграммы, точно отражающие протекание рабочего процесса.
Характеристика активного тепловыделения - основа теплового процесса, конечным полезным результатом которого является индикаторная работа цикла. Количество и динамика подвода тепла к рабочему телу, описываемые характеристикой тепловыделения, определяют основные показатели и параметры рабочего цикла, С другой стороны, характеристика активного тепловыделения представляет конечное проявление сгорания и теплопередачи. Образно выражаясь, характеристика активного тепловыделения является как бы мостом, связывающим сгорание как физико-химическое явление с его термодинамическим отражением в рабочем цикле двигателя. Отсюда вытекает необходимость исследования тепловыделения с двух сторон. Во-первых, исследуются связи между сгоранием и тепловыделением, во-вторых, - между тепловыделением и параметрами индикаторного процесса. Именно такая схема наиболее плодотворна при исследовании влияния сгорания на рабочий процесс.
Принципиальная схема и краткое описание работы экспериментальной установки для исследования рабочего процесса газового двигателя
При численном моделировании рабочего процесса газового двигателя с искровым зажиганием были проанализированы 4 различные формы камер сгорания, приведенные на рис. 3.2. показана разбивка по контрольным объемам исследуемых камер сгорания. Деление расчетной области (камеры сгорания) по контрольным объемам осуществляется с помощью специальной программы Mesh Generator, входящей в программный комплекс FIRE [36]. Контрольная сетка состоит на 80%) из ячеек гексагональной и на 20%) из
Разбивка по контрольным объемам исследуемых камер сгорания ячеек тетраэдальной формы. Количество ячеек для всех исследуемых камер примерно одинаково и составляет 80 000. Время разбивки камер сгорания по контрольным объемам занимает около 5 минут. Численные эксперименты, как и стендовые испытания (см. главу 3) в основном проводились для двух режимов работы двигателя: режим номинальной мощности и режим частичной нагрузки. Ниже (таблица 5) приведены исходные данные, взятые из проведенных экспериментов.
Далее рассмотрим и проанализируем результаты расчета рабочего процесса. На рис. 4.2 приведены индикаторные диаграммы для всех исследуемых камер сгорания. Видна существенная разница между максимальными значениями давления. Наибольшее Pz имеет газовый двигатель с со - образной КС, которое равно 100 и 83 бар (номинальный режим и режим частичной нагрузки соответственно), в тоже время Pz в двигателе с конической формой КС достигает значения 71 и 54 бар. Также важно отметить разницу в скорости нарастания давления. Если для двигателя с со - образной КС пик давления достигается при ф = 368 и ф = 372 для соответствующего режима, то для конической КС только при ф = 381иф = 382. Стоит отметить, что в случае использования смещенной камеры Pz 92,4 и 73 бар и достигается при ф = 371 и ф = 376, а в случае симметричной КС Pz 78,3 и 60,3 бар в момент, когда ф = 375 и ф = 380 соответственно. На рис. 4.3 приведены графики изменения осредненных по объему температур в цилиндре
Изменение средней по объему температуры рабочего тела в цилиндре газового двигателя Кам АЗ-740.13 Г-260 в зависимости от формы камеры сгорания; а) режим номинальной мощности; б) режим частичной нагрузки; двигателя по углу поворота коленчатого вала для различных форм КС газового двигателя. Как и в случае индикаторных диаграмм, здесь наибольшую осредненную по объему температуру в цилиндре имеет двигатель с со - образной КС, а наименьшую с конической.
Если рассматривать количественные показатели, то видно что максимальная осредненная температура в цилиндре с со - образной КС примерно равна 2570К и 2328К при ф = 371 и ф = 375 соответственно, немного меньше температура в цилиндре со смещенной КС, 2525К и 2265К при ф = 375 и ф = 380 УПКВ. Далее по убыванию значения максимальной температуры идет двигатель с симметричной КС, где Tmax = 2454К и 2188К при ф = 380 и ф = 386, и наименьшую максимальную осредненную температуру имеет двигатель с конической КС, 2373К и 2135К при ф = 386 и Ф = 391 соответственно.
При рассмотрении кривых изменения кинетической энергии турбулентности по углу поворота коленчатого вала (рис. 4.4), можно понять рассмотренную выше разницу по давлениям и осредненным температурам в цилиндре газового двигателя с различными КС. Так как высокие значения кинетической энергии отражают более интенсивное движение газовоздушной смеси (смесеобразование), что приводит к более быстрому протеканию процесса сгорания. Действительно, из графика видно, что наибольшей кинетической энергией обладает двигатель с со - образной КС. Ее максимальное значение примерно равно 15 и 8,2м2/с2 при ф = 361 для обоих режимов. Затем по убыванию максимального значения кинетической энергии следует двигатель со смещенной КС, здесь к = 12,2 и 7,1 м2/с2 при ф = 363 и ф = 350. Для варианта с симметричной КС к = 9,8 и 6,1 м2/с при ф = 350 и ф = 346, и наименьшей максимальной кинетической энергией равной 8,4 и 5,5 м2/с2 при ф = 343 и ф = 336 соответственно, обладает двигатель с конической КС.
Влияние формы камеры сгорания газового двигателя на изменение локальных нестационарных параметров рабочего процесса
Оценка скорости нарастания давления показывает, что наиболее выгодно использовать поздние 0 (-5, -10). При которых, значения dP -—значительно меньше остальных случаев. Таким образом можно а(р заключить, что оптимальным вариантом будет использование 0 = -25 и -21. 3. Анализ влияния вихревого числа на рабочий процесс двигателя приводит к следующим выводам: При увеличении Dn максимальные значения давления и температуры в цилиндре двигателя увеличиваются непропорционально быстрее. Так, при работе с вихревым числом 2, Pz выше остальных исследуемых случаев на 20%. Однако, количество образовавшихся NOx в данном случае также является максимальным и превосходит остальные варианты примерно в 2 раза. Следовательно, можно сделать вывод, что для получения хороших эффективных показателей двигателя, следует использовать систему, которая бы максимально закручивала топливовоздушную смесь. И наоборот, для получения хороших экологических показателей, оптимально использовать систему, приводящую к меньшей закрутке потока.
После каждой главы были приведены конкретные выводы, основанные на полученных результатах, поэтому в заключение диссертационной работы приведем только основные из них:
1. При переводе серийных дизелей на природный газ наиболее целесообразным является конвертирование в двигатель с искровым зажиганием. При этом особое внимание следует уделить проектированию камеры сгорания, интенсивности вихревого движения заряда в цилиндре и углу опережения зажигания. Подтверждено, что в цилиндре между уровнем турбулентности и скорости распределения фронта пламени существует прямая связь, что приводит к тому, что характеристики тепловыделения существенно меняются в зависимости от формы КС. Из исследуемых форм КС наибольшей турбулентностью обладает со - образная КС, а наименьшей - коническая КС. К преимуществам газового двигателя, следует отнести относительно простой процесс конвертации, что делает его экономически целесообразным. Более низкая стоимость природного газа и его большие запасы по сравнению с жидкими углеводородными топливами делают газовый двигатель предпочтительным в сравнении с дизельным.
2. Экспериментальные исследования проводились на газовом двигателе с искровым зажиганием КамАЗ-740.13 .Г-260, представляющим собой конвертированный на природный газ серийный дизель КамАЗ-740.13-240. Техническое задание предусматривало обеспечение газовым двигателем номинальной мощности Ne = 176 кВт при n = 2200 мин"1, и максимального крутящего момента Мктах = 864 Нм при n = 1300 - 1500 мин"1. Была выбрана концепция газового двигателя, работающего на обедненных смесях (ав 1,3).
3. На основе фундаментальных уравнений переноса количества движения, энергии, концентрации и массы разработана математическая модель рабочего процесса в поршневом двигателе с учетом химической кинетики. Основная система уравнений записывается в форме Рейнольдса и замыкается с помощью k-s модели турбулентности. Реализация математической модели осуществляется с применением программного комплекса FIRE, ориентированного на решении задач поршневых двигателей.
4. В результате проведенного анализа было установлено, что наиболее приемлемым для расчета турбулентного сгорания в поршневых двигателях является модель Магнуссена- Хьертагера. Преимуществом этой модели является, то что для расчета скорости турбулентного сгорания не требуется задание турбулентных флуктуации реагентов, а их влияние в неявном виде учитывается введением в модели эмпирических коэффициентов.
5. Определены значения эмпирических коэффициентов модели сгорания Магнуссена- Хьертагера, обеспечивающие хорошее соответствие экспериментальных и расчетных значений изменений давления и скорости тепловыделения в цилиндре газового двигателя с внешним смесеобразованием и искровым зажиганием.
