Prediction of ignition time delay in a diesel engine when using composite fuel

Full Text

Введение

Период задержки воспламенения (ПЗВ) в дизеле является первой фазой процесса сгорания, обуславливающей дальнейшее тепловыделения в цилиндрах и оказывающей влияние на индикаторные показатели [1–6]. Началом процесса сгорания в цилиндрах дизеля является момент отрыва ординаты давления сгорания от ординаты сжатия свежего заряда [6]. Работа дизеля на смесевых топливах (СТ), состоящих из традиционного дизельного топлива (ДТ) и альтернативного топлива (АТ), сопровождается целым рядом характерных отличий [4, 5]. Указанное обстоятельство обуславливается отличием физико-химических свойств СТ от ДТ. Основным фактором, определяющим продолжительность ПЗВ, является цетановое число СТ [6].

На сегодняшний день, целым рядом исследователей, предложены различные уравнения для расчёта ПЗВ, однако, они являются либо полуэмпирическими, либо эмпирическими выражениями, связывающими между собой определённые группы показателей и оказываются пригодны лишь для конкретных типов дизелей или видов СТ [6]. В связи с этим, попытка вывода указанных уравнений может состоять в аналитическом определении ПЗВ, которое позволило бы спрогнозировать воспламенение в разных типах дизелей при использовании различных видов и составов СТ в зависимости от нагрузочных и скоростных режимов работы.

Цель исследований

Целью настоящей работы является определение численных значений ПЗВ в дизеле на всех рабочих нагрузочных и скоростных режимах при использовании различных видов и составов СТ. Научная новизна работы заключается в разработке прогнозной методики определения количественных зависимостей ПЗВ в дизеле на всех рабочих нагрузочных и скоростных режимах работы при использовании различных видов и составов СТ. Для достижения поставленной цели необходимо решить нескольких задач. Во-первых, разработать методику определения прогнозных показателей ПЗВ в дизеле в зависимости от нагрузочного и скоростного режимов работы, а также вида и состава СТ. Во-вторых, рассчитать количественные зависимости ПЗВ по разработанной методике. В-третьих, экспериментально определить ПЗВ и дать оценку степени сходимости с расчётными значениями.

Методы исследования

Одним из самых распространённых и наиболее точных способов определения ПЗВ является применение первого закона термодинамики, позволяющего аналитическим путём добиться удовлетворительного совпадения расчётных и экспериментальных значений.

Рассмотрим в общем виде необходимые условия воспламенения рабочего тела, состоящего из четырёх основных компонентов: ДТ, АТ, воздуха, ОГ. Введём в уравнение теплового баланса члены, учитывающие затраты количества теплоты на нагрев и испарение СТ, при ряде условий:

• утечки рабочего тела через неплотности не учитываются;
• снижение температуры рабочего тела вследствие нагревания и испарения впрыснутого СТ;
• зависимость скорости испарения от скорости впрыскивания, времени и температуры рабочего тела;
• стационарный закон впрыскивания СТ.

Рассмотрим период времени от момента такта сжатия в дизеле (момента впрыска СТ) и до начала процесса сгорания (выделения теплоты). Представим полный объём цилиндра в виде закрытой термодинамической системы. Для получения основных зависимостей воспользуемся законами сохранения массы и энергии.

Закон сохранения массы рабочего тела, расположенного в цилиндре дизеля, в момент начала впрыска СТ в дифференциальной форме по углу поворота коленчатого вала (ПКВ) дизеля можно представить в форме:

$\frac{dm}{d\phi }=\frac{d{m}_v}{d\phi }+\frac{d{q}_{\text{ц}}}{d\phi }$, (1)

где $\frac{dm}{d\phi }$ – угловая скорость изменения массы рабочего тела в цилиндре дизеля, кг/град; $\frac{d{m}_v}{d\phi }$ – угловая скорость изменения свежего заряда, кг/ град; $\frac{d{q}_{\text{ц}}}{d\phi }$ – угловая скорость изменения цикловой подачи СТ (дифференциальный закон впрыскивания СТ), кг/ град.

Так как свежий заряд состоит из впускного воздуха и части ОГ, оставшихся от предыдущего цикла и при закрытых клапанах не происходит его изменения, тогда:

$\frac{d{m}_v}{d\phi }=\frac{d{m}_{\text{в}}}{d\phi }+\frac{d{m}_{\text{ог}}}{d\phi }=0$, (2)

где $\frac{d{m}_{\text{в}}}{d\phi }$ – угловая скорость изменения массы впускного воздуха, кг/град; $\frac{d{m}_{\text{ог}}}{d\phi }$ – угловая скорость изменения массы ОГ, кг/град.

Из уравнений (1) и (2) заключаем:

$\frac{dm}{d\phi }=\frac{d{q}_{\text{ц}}}{d\phi }$.

Исходя из условия стационарности закона впрыскивания, принанимаем следующие допущения:

• движение невязкого СТ является установившемся;
• детали топливоподающей аппаратуры не обладают инерционностью;
• объём линии высокого давления постоянен.

Из конструктивных особенностей системы топливоподачи учитывают только профиль кулачка топливного насоса высокого давления (ТНВД), диаметр плунжера, суммарную площадь распыливающих отверстий форсунки.

В дифференциальном виде стационарный закон впрыскивания выглядит следующим образом [7]:

$f_{\text{пл}}{с}_{\text{пл}}dt={\beta }_{\text{ст}}{V}_{\text{пл}}d{p}_{\text{ст}}+{\mu }_{\text{р}}{f}_{\text{р}}{с}_{\text{впр}}dt$, (3)

где $f_{пл}$ – площадь поперечного сечения плунжера, м²; ${с}_{\text{пл}}$ – текущая скорость движения плунжера, м/с; $dt$ – дифференциал времени, с; ${\beta }_{\text{ст}}$ – истинный коэффициент сжимаемости СТ, м·с²/кг; $V_{\text{пл}}$ – объём сжимаемого СТ, м³; $d{p}_{\text{ст}}$ – изменение давления СТ в полости плунжера, Па; ${\mu }_{\text{р}}$ – коэффициент расхода СТ распылителем; $f_{\text{р}}$ – площадь проходных сечений распылителей, м²; ${с}_{\text{впр}}$ – текущая скорость истечения СТ через распыляющие отверстия, м/с.

Преобразуем левую часть выражения (3), произведя замену

$dt=\frac{d\phi }{2\omega }=\frac{d\phi }{3n}$,

где $d\phi$ – изменение угла ПКВ дизеля, град; $\omega$ – угловая скорость коленчатого вала дизеля, град/мин; $n$ – частота вращения коленчатого вала дизеля, мин^-1, а текущую скорость движения плунжера вычислим согласно:

${с}_{\text{пл}}=3n\frac{d{h}_{\text{пл}}}{d\phi }$,

где $\frac{d{h}_{\text{пл}}}{d\phi }$ – угловая скорость активного перемещения плунжера, м/град.

Преобразуем первое слагаемое в правой части уравнения (3), заменив множители следующим образом:

${\beta }_{\text{ст}}=\frac{1}{{\rho }_{\text{ст}}}\frac{d{\rho }_{\text{ст}}}{d{p}_{\text{ст}}}$, $V_{\text{пл}}=f_{\text{пл}}{h}_{\text{пл}}$,

где ${\rho }_{\text{ст}}$ – текущая плотность СТ, кг/м³; $d{\rho }_{\text{ст}}$ – изменение плотности СТ, кг/м³; $h_{\text{пл}}$ – текущий ход плунжера, м.

Во втором слагаемом в правой части выражения (3) заменим $dt$ на $\frac{d\phi }{3n}$. Так как выражение (3) представлено в объёмных единицах, то для перехода к массовым единицам умножим правую и левую часть на ${\rho }_{\text{ст}}$. В результате выполненных преобразований выражение (3) примет следующий вид:

$f_{\text{пл}}{\rho }_{\text{ст}}d{h}_{\text{пл}}=f_{\text{пл}}{h}_{\text{пл}}d{\rho }_{\text{ст}}+\frac{{\mu }_{\text{р}}{f}_{\text{р}}{с}_{\text{впр}}{\rho }_{\text{ст}}}{3n}d\phi$. (4)

Анализ выражения (4) показывает, что множитель $d\phi$ во втором слагаемом в правой части (4) по физическому смыслу соответствует:

$\frac{d{q}_{\text{ц}}}{d\phi }=\frac{{\mu }_{\text{р}}{f}_{\text{р}}{с}_{\text{впр}}{\rho }_{\text{ст}}}{3n}$. (5)

Учитывая (5), выражение для изменения цикловой подачи СТ и изменения массы рабочего тела в цилиндре дизеля примет следующий вид:

$\frac{dm}{d\phi }=\frac{d{q}_{\text{ц}}}{d\phi }=f_{\text{пл}}\left({\rho }_{\text{ст}}\frac{d{h}_{\text{пл}}}{d\phi }-h_{\text{пл}}\frac{d{\rho }_{\text{ст}}}{d\phi }\right)$. (6)

Уравнение сохранение энергии переменной массы на основании первого закона термодинамики в дифференциальной форме после начала впрыска СТ по углу ПКВ дизеля имеет следующий вид:

$\frac{d{Q}_{\text{под}}}{d\phi }+H\frac{dm}{d\phi }=\frac{dU}{d\phi }+\frac{dL}{d\phi }+\frac{d{Q}_w}{d\phi }$, (7)

где $\frac{d{Q}_{\text{под}}}{d\phi }$ – угловая скорость подвода теплоты к рабочему телу, Дж/град; $H$ – удельная энтальпия рабочего тела в цилиндре, Дж/кг; $\frac{dU}{d\phi }$ – угловая скорость изменения внутренней энергии рабочего тела, Дж/град; $\frac{dL}{d\phi }$ – угловая скорость изменения механической работы, совершаемой рабочим телом, Дж/град; $\frac{d{Q}_w}{d\phi }$ – угловая скорость теплоотдачи в стенки цилиндра, Дж/град.

Угловая скорость подвода теплоты к рабочему телу состоит из разности угловых скоростей двух тепловыделений:

$\frac{d{Q}_{\text{под}}}{d\phi }=\frac{d{Q}_{\text{хим}}}{d\phi }-\frac{d{Q}_{\text{физ}}}{d\phi }$, (8)

где $\frac{d{Q}_{\text{хим}}}{d\phi }$ – угловая скорость тепловыделения за счёт химического реагирования, Дж/град; $\frac{d{Q}_{\text{физ}}}{d\phi }$ – угловая скорость нагрева, впрыскиваемого СТ до начала кипения, Дж/град.

Угловая скорость тепловыделения за счёт химического реагирования, определяется согласно:

$\frac{d{Q}_{\text{хим}}}{d\phi }=K_{\text{х}}{H}_u\frac{d{m}_{\text{исп}}}{d\phi }{e}^{-\frac{E_{\text{эф}}}{RT}}$, (9)

где $K_{\text{х}}$ – пред экспоненциальный множитель скорости реакции; $H_u$ – низшая расчётная теплота сгорания СТ, Дж/кг; $\frac{d{m}_{\text{исп}}}{d\phi }$ – угловая скорость испарения СТ, кг/град; $E_{эф}$ – эффективная молярная энергия активации химической реакции начала сгорания СТ, Дж/моль; $R$ – универсальная газовая постоянная, Дж/(моль·K); $T$ – текущая температура рабочего тела в цилиндре, К.

Вычислим наименьшую расчётную теплоту сгорания СТ:

$H_u=\mathrm{33,91}C+\mathrm{125,60}H-\mathrm{10,89}(O-S)-\mathrm{2,51}(9H+W)$ (10)

где $C$, $H$, $O$, $S$ – массовые доли углерода, водорода, кислорода и серы, соответственно в 1 кг СТ, кг; $W$ – количество водяных паров в продуктах сгорания, кг.

Угловая скорость испарения СТ, определяется уравнением:

$\frac{d{m}_{\text{исп}}}{d\phi }=\frac{1}{L}\frac{d{Q}_{\text{исп}}}{d\phi }$, (11)

где $\frac{d{Q}_{\text{исп}}}{d\phi }$ – угловая скорость подвода теплоты, необходимой для испарения впрыскиваемого СТ, Дж/град; L – удельная теплота парообразования СТ, Дж/кг.

За счёт химической реакции окисления СТ происходит выделение теплоты и увеличение температуры заряда. Момент начала впрыска СТ в камеру сгорания дизеля совпадает с началом периода задержки воспламенения, а момент превышения температуры свежего заряда в результате начала выделения теплоты над температурой свежего заряда, которую бы достиг заряд в результате адиабатного сжатия без впрыска СТ. Этот момент и есть конец периода задержки воспламенения, т.е. при $T=T_{\text{сг}}$, где $T$ – текущая температура заряда в камере сгорания, К; $T_{\text{сг}}$ – температура начала сгорания, К.

Угловая скорость нагрева, впрыскиваемого СТ до начала кипения, выражается согласно:

$\frac{d{Q}_{\text{физ}}}{d\phi }=Q_{\text{впр}}\frac{d{q}_{\text{ц}}}{d\phi }$, (12)

где $Q_{\text{впр}}$ – удельное количество теплоты, необходимое для нагрева 1 кг СТ до начала испарения, Дж/кг.

Удельное количество теплоты, необходимое для нагрева 1 кг СТ до начала испарения, можно найти из соотношения:

$Q_{\text{впр}}=c_v{q}_{\text{ц}}\left(T_{\text{исп}}-T_{\text{нв}}\right)$, (13)

где $c_v$ – удельная массовая теплоёмкость СТ при постоянном объёме, Дж/(кг·К); $q_{\text{ц}}$ – массовая цикловая подача СТ, кг/цикл; $T_{\text{нв}}$ – температура СТ впрыскиваемого в камеру сгорания дизеля, К; $T_{\text{исп}}$ – текущая температура кипения СТ, К.

Подставив выражение (13) в (12) получим:

$\frac{d{Q}_{\text{физ}}}{d\phi }=c_v{q}_{\text{ц}}\left(T_{\text{исп}}-T_{\text{нв}}\right)\frac{d{q}_{\text{ц}}}{d\phi }$. (14)

Будем считать, что угловая скорость нагрева впрыскиваемого СТ до начала кипения приблизительно равна угловой скорости подвода теплоты, необходимого для испарения впрыскиваемого СТ, с той лишь разницей что элементарная масса испаренного СТ отстаёт на некоторый угол ПКВ дизеля от элементарной массы нагретого до испарения СТ, поэтому $\frac{d{Q}_{\text{физ}}}{d\phi }\approx \frac{d{Q}_{\text{исп}}}{d\phi }$.

Откуда следует, что выражение (11) примет следующий вид:

$\frac{d{m}_{\text{исп}}}{d\phi }=\frac{1}{L}{c}_v{q}_{\text{ц}}\left(T_{\text{исп}}-T_{\text{нв}}\right)\frac{d{q}_{\text{ц}}}{d\phi }$. (15)

Тогда выражение (8) с учётом (9), (10), (15), (14) и (6) можно записать в форме:

$\begin{array}{l}\frac{d{Q}_{\text{под}}}{d\phi }={с}_v{q}_{\text{ц}}\left(T_{\text{исп}}-T_{\text{нв}}\right)f_{\text{пл}}\left({\rho }_{\text{ст}}\frac{d{h}_{\text{пл}}}{d\phi }-h_{\text{пл}}\frac{d{\rho }_{\text{ст}}}{d\phi }\right)\times \\ \times \left[K_{\text{x}}\left(\mathrm{33,91}C+\mathrm{125,60}H-\mathrm{10,89}(O-S)-\mathrm{2,51}(9H+W)\right)\frac{1}{L}{e}^{-\frac{E_{\text{эф}}}{RT}}-1\right]\end{array}$. (16)

Удельная энтальпия рабочего тела в цилиндре вычисляется в виде:

$H={с}_{p}T$, (17)

где ${с}_p$ – удельная массовая теплоёмкость рабочего тела в цилиндре дизеля при $p=\text{const}$, Дж/(кг·К)

Угловую скорость внутренней энергии рабочего тела можно представить, как:

$\frac{dU}{d\phi }=m\frac{du}{d\phi }+u\frac{dm}{d\phi }$, (18)

где $\frac{du}{d\phi }$ – угловая скорость изменения удельной внутренней энергии рабочего тела, Дж/град, которую можно определить исходя из условия, что рабочее тело является идеальным газом, т.е.

$\frac{du}{d\phi }={С}_V\frac{dT}{d\phi }$, (19)

где $C_v$ – удельная молярная теплоёмкость рабочего тела при $V=\text{const}$, Дж/(моль·К); $dT$ – изменение температуры рабочего тела, К.

Тогда выражение (18) с учётом (19) и (6) будет иметь следующий вид:

$\frac{dU}{d\phi }=\left(m_{\text{в}}+m_{\text{ог}}+q_{\text{ц}}\right){С}_V\frac{dT}{d\phi }+С{}_{V}T{f}_{\text{пл}}\left({\rho }_{\text{ст}}\frac{d{h}_{\text{пл}}}{d\phi }-h_{\text{пл}}\frac{d{\rho }_{\text{ст}}}{d\phi }\right)$, (20)

где $m_{\text{в}}$, $m_{\text{ог}}$ – масса свежего заряда и ОГ дизеля, соответственно, кг; $q_{\text{ц}}$ – текущая массовая цикловая подача СТ, кг/цикл

Угловую скорость изменения механической работы, выполняемой рабочим телом, определим следующим образом:

$\frac{dL}{d\phi }=p\frac{dV}{d\phi }$, (21)

где $p$ – текущее давление в камере сгорания дизеля, Па; $\frac{dV}{d\phi }$ – угловая скорость изменения объёма рабочего тела, м³/град, определяющаяся зависимостью:

$\frac{dV}{d\phi }=120\pi n{R}_{\text{к}}\left(\sin \phi +\frac{\lambda }{2}\sin 2\phi -k\lambda \cos \phi \right)$, (22)

где $R_{\text{к}}$ – радиус кривошипа, м; $\lambda$ – кинематический показатель; $k$ – величина относительного смещения дезаксиального механизма.

Угловая скорость теплоотдачи в стенки цилиндра вычисляется в соответствии с соотношением:

$\frac{d{Q}_w}{d\phi }=\frac{\alpha F(T-T_w)}{6n}$, (23)

где $\alpha$ – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²·К); $F$ – текущая площадь поверхности теплообмена, м²; $T_w$ – температура стенок камеры сгорания, К.

Коэффициент теплоотдачи определяется зависимостью:

$\alpha =\mathrm{7,8}\sqrt{pT}\sqrt[3]{\frac{S_{п}n}{30}}$, (24)

где $p$ – текущее давление рабочего тела в цилиндре, МПа; $S_{п}$ – средняя скорость поршня, м/с.

Текущую площадь поверхности теплообмена можно записать в виде:

$F=F_{п}+F_{кс}+2\pi R_{к}^2\left[\left(1-\cos \phi \right)+\frac{\lambda }{4}\left(1-\cos 2\phi \right)-k\lambda \sin \phi \right]$, (25)

где $F_{п}$ – площадь поверхности днища поршня, м²; $F_{кс}$ – площадь камеры сгорания в головке блока цилиндров, м².

Окончательно, выражение для угловой скорости теплоотдачи в стенки цилиндра записывается в форме:

$\frac{d{Q}_w}{d\phi }=\frac{\mathrm{7,8}\sqrt{pT}\sqrt[3]{\frac{S_{\text{п}}n}{30}}\left(F_{\text{п}}+F_{\text{кс}}+2\pi R_{\text{к}}^2\left[\left(1-\cos \phi \right)+\frac{\lambda }{4}\left(1-\cos 2\phi \right)-k\lambda \sin \phi \right]\right)(T-T_w)}{6n}$. (26)

Проведём ряд преобразований с выражением (7), а именно, разделим его на $m{c}_{v}T$ и заменим выражение:

$\frac{pdV}{m{c}_{v}Td\phi }=\frac{\left(K-1\right)}{V}\frac{dV}{d\phi }$, (27)

где $K$ – показатель адиабаты.

В результате преобразований уравнение воспламенения можно записать в виде:

${\left(\frac{dT}{d\phi }\right)}_{\text{воспл}}=\frac{1}{m{c}_v}\left(\frac{d{Q}_{\text{под}}}{d\phi }-\frac{d{Q}_w}{d\phi }\right)+T\left(K-1\right)\left(\frac{1}{m}\frac{dm}{d\phi }-\frac{1}{V}\frac{dV}{d\phi }\right)$. (28)

Перепишем уравнение (28) для случая отсутствия впрыска СТ, т.е. при постоянной массе рабочего тела $dm=\text{0}$, $m=\text{const}$, и с теплоотдачей от нагретых стенок цилиндра рабочему телу, тогда:

${\left(\frac{dT}{d\phi }\right)}_{\text{сж}}=\frac{1}{m{c}_v}\frac{d{Q}_w}{d\phi }-\frac{T\left(K-1\right)}{V}\frac{dV}{d\phi }$. (29)

Началом периода задержки воспламенения (ПЗВ) будет ${\phi }_{\text{н.пзв}}=360-{\theta }_{\text{д.впр}}$, где ${\theta }_{д.впр}$ – действительный угол опережения впрыска СТ до ВМТ, а окончанием ПЗВ:

${\left(\frac{dT}{d\phi }\right)}_{\text{воспл}}-{\left(\frac{dT}{d\phi }\right)}_{\text{сж}}=\Delta$, где $\Delta >0$. (30)

Преобразовав и проинтегрировав выражение (30), получим:

${\phi }_{\text{к.пзв}}=\frac{T_{\text{воспл}}-T_{\text{сж}}}{\Delta }$, (31)

где ${\phi }_{\text{к.пзв}}$ – угол ПКВ дизеля, соответствующий началу воспламенения (концу ПЗВ), град; $T_{\text{воспл}}$ – текущая температура рабочего тела в цилиндре дизеля (с топливоподачей), К; $T_{\text{сж}}$ – текущая температура рабочего тела в цилиндре дизеля (без топливоподачи), К.

ПЗВ в этом случае вычисляется согласно:

${\phi }_{\text{пзв}}={\phi }_{\text{к.пзв}}-{\phi }_{\text{н.пзв}}$. (32)

Окончательно ПЗВ с учётом (31) и (32) будет определятся зависимостью:

${\phi }_{\text{к.пзв}}=\frac{T_{\text{воспл}}-T_{\text{сж}}}{{\left(\frac{dT}{d\phi }\right)}_{\text{воспл}}-{\left(\frac{dT}{d\phi }\right)}_{\text{сж}}}-\left(360-{\theta }_{\text{д.впр}}\right)$. (33)

Выражение (33) является уравнением для определения ПЗВ при работе дизеля на СТ.

В таблице 1 представлены результаты теоретических расчётов прогнозирования ПЗВ в тракторном дизеле марки Д-245.5S2 размерностью 4ЧН 11,0/12,5 при использовании СТ, состоящих из ДТ и рапсового масла (РМ), а также ДТ и этанола (Э) в зависимости от нагрузки (среднего эффективного давления) (p_e) и n.

Таблица 1. Результаты теоретических исследований расчёта прогнозирования ПЗВ

Table 1. Results of theoretical studies of ITD prediction calculation

Анализ полученных расчётных значений (таблице 1) свидетельствует о том, что с увеличением p_e с 0,2 до 1,0 МПа и уменьшением n с 1800 до 1400 мин^-1, а также массовой долей РМ и Э в СТ с 40 до 20%, приводит к снижению ПЗВ в дизеле с 7,69 до 4,82 градусов ПКВ и с 11,70 до 7,92 градусов ПКВ, соответственно.

Результаты исследования

Для проведения экспериментальных исследований по определению ПЗВ были проведены стендовые испытания дизеля Д-245.5S2, размерностью 4ЧН 11,0/12,5. Установка для проведения стендовых испытаний состояла из нагрузочного стенда RAPIDO, балансирной маятниковой машины SAK N670 и установленного на нём вышеназванного дизеля, а также приборной базы для проведения индицирования, состоящей из датчика динамического давления марки PS-01 с пьезокварцевым чувствительным элементом, усилителем сигнала AQ02-001, модульной USB системой сбора данных NI COMPACT DAQ, датчиком отметчика ВМТ DI6001, ноутбуком с программным обеспечением National instrument. Методика проведения индицирования дизеля соответствовала ГОСТ [8].

Исследования были проведены на следующих составах СТ, состоящих из ДТ-80%+РМ-20% и ДТ-60%+РМ-40%, а также ДТ-80%+Э-20% и ДТ-60%+Э-40% по массе соответственно. Состав СТ для проведения исследований получали путём предварительного смешивания массовых долей составляющих компонентов, после этого производилась заправка топливного бака дизеля.

В результате обработки полученных экспериментальных индикаторных диаграмм, был рассчитан ПЗВ в дизеле путём графического определения разницы между абсциссами углов поворота коленчатого вала, соответствующих началу впрыска топлива и началу отрыва ординаты давления сгорания в цилиндре от ординаты сжатия свежего заряда.

Результаты обработки полученных экспериментальных индикаторных диаграмм по определению ПЗВ представлены в таблице 2.

Таблица 2. Результаты экспериментальных исследований по определению ПЗВ

Table 2. Results of experimental studies of ITD determination

Анализ полученных экспериментальных данных (таблица 2) показал что с увеличением pe с 0,2 до 1,0 МПа и уменьшением n с 1800 до 1400 мин^-1, а также массовой долей РМ и Э в СТ с 40 до 20%, приводит к снижению ПЗВ в дизеле с 7,59 до 4,22 градусов ПКВ и с 11,20 до 7,72 градусов ПКВ, соответственно.

Сходимость расчётных данных с полученными – экспериментальными, определялась при помощи метода статистической обработки и расчёта ошибок эксперимента и составила 94,04%, что в свою очередь свидетельствует об удовлетворительной сходимости экспериментальных данных с расчётными. Абсолютная ошибка эксперимента не превысила 2,55%, а средняя абсолютная ошибка 2,32%, что свидетельствует об адекватности полученных экспериментальных данных.

Выводы

1. Разработана методика определения прогнозных показателей ПЗВ в дизеле в зависимости от нагрузочного и скоростного режимов работы, а также вида и состава СТ.
2. Определены расчётные значения количественных зависимостей ПЗВ при работе дизеля на различных видах и составах СТ. Таким образом с увеличением p_e с 0,2 до 1,0 МПа и уменьшением n с 1800 до 1400 мин^-1, а также массовой долей РМ и Э в СТ с 40 до 20%, приводит к снижению ПЗВ в дизеле с 7,69 до 4,82 градусов ПКВ и с 11,70 до 7,92 градусов ПКВ, соответственно.
3. Экспериментально установлено, что с увеличением pe с 0,2 до 1,0 МПа и уменьшением n с 1800 до 1400 мин^-1, а также массовой доли РМ и Э в СТ с 40 до 20%, приводил к снижению ПЗВ в дизеле с 7,59 до 4,22 градусов ПКВ и с 11,20 до 7,72 градусов ПКВ, соответственно.
4. В результате проведенных исследований установлено, что, с большей долей вероятности, разработанную методику определения прогнозных показателей ПЗВ в дизеле можно использовать для предварительной оценки для различных видов и составов СТ, так как сходимость полученных экспериментальных данных с расчётными значениями, определенными методом статистической обработки и расчёта ошибок эксперимента составила 94,04%.

ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ ИНФОРМАЦИЯ

Конфликт интересов. Автор декларирует отсутствие явных и потенциальных конфликтов интересов, связанных с публикацией настоящей статьи.

Источник финансирования. Автор заявляет об отсутствии внешнего финансирования при проведении исследований.

ADDITIONAL INFORMATION

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

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

About the authors

Shamil V. Buzikov

Author for correspondence.
Email: shamilvb@mail.ru
ORCID iD: 0000-0003-3769-3253
SPIN-code: 3833-2048

Cand. Sci. (Tech.), Associate Professor at the Construction Engineering Department

References

Supplementary files