Покращення експлуатаційних показників міського автобуса шляхом застосування водневого каталізатора палива

Гориславець, Олександр Петрович
Будь ласка, використовуйте цей ідентифікатор, щоб цитувати або посилатися на цей матеріал: https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/8386
Повний запис метаданих
Поле DC	Значення	Мова
dc.contributor.advisor	Солтус, Анатолій Петрович	-
dc.contributor.author	Гориславець, Олександр Петрович	-
dc.date.accessioned	2026-03-14T15:53:23Z	-
dc.date.available	2026-03-14T15:53:23Z	-
dc.date.issued	2024	-
dc.identifier.uri	https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/8386	-
dc.description.abstract	Об'єктом дослідження є міські автобуси, що працюють на дизельному паливі, з впровадженням водневого каталізатора для поліпшення їх експлуатаційних характеристик. Досліджується вплив водневих добавок на ефективність роботи двигунів, зокрема на споживання пального, викиди шкідливих речовин і загальну продуктивність транспортних засобів. Предметом дослідження є процеси згоряння палива в двигуні автобуса при додаванні водневих добавок. Особлива увага приділяється зміні експлуатаційних характеристик двигунів, таких як економія пального, зниження викидів шкідливих речовин, а також вдосконалення процесів паливоподачі та ефективності спалювання. Метою дослідження є розробка і обґрунтування методики покращення експлуатаційних характеристик міських автобусів через впровадження водневого каталізатора палива. Дослідження має на меті визначити оптимальні умови для використання водневих добавок у дизельних двигунах автобусів з урахуванням зниження витрат палива, зменшення викидів та покращення загальних технічних показників автобусів в умовах міського середовища. Для досягнення поставленої мети в рамках дослідження було вирішено такі завдання: Завдання дослідження: 1. Аналіз ефективності використання водневих добавок у дизельному паливі міських автобусів з метою покращення їх експлуатаційних характеристик. Це включає дослідження впливу водневих домішок на зменшення витрати пального та викидів шкідливих газів.3 2. Моделювання процесів згоряння палива в двигунах автобусів з водневими добавками для виявлення змін у характеристиках роботи двигуна, таких як тиск, температура та динаміка розпилення палива. 3. Визначення оптимальних параметрів додавання водню до палива, що забезпечать найбільшу ефективність у зниженні викидів CO2 та NOx, а також покращенням економії пального. 4. Оцінка експлуатаційних характеристик двигуна при різних дозах водневих добавок, включаючи вимірювання споживання палива, потужності, динамічних характеристик та температури вихлопних газів. 5. Порівняння технічних і економічних показників автобусів до і після впровадження водневого каталізатора для визначення економічної доцільності застосування цієї технології на міському транспорті. 6. Розробка рекомендацій щодо впровадження водневих добавок в дизельне паливо для міських автобусів, включаючи технічні параметри впорскування, режим роботи двигунів та потенційні переваги для зменшення шкідливих викидів у міському середовищі.	uk_UA
dc.language.iso	uk	uk_UA
dc.title	Покращення експлуатаційних показників міського автобуса шляхом застосування водневого каталізатора палива	uk_UA
dc.type	Master Thesis	uk_UA
Розташовується у зібраннях:	274 Автомобільний транспорт (Автомобільний транспорт)
Файли цього матеріалу:
Файл	Опис	Розмір	Формат
Гориславець О.П..pdf Restricted Access		4.08 MB	Adobe PDF	Переглянути/Відкрити Запит копії
Показати базовий опис матеріалу Перегляд статистики
Усі матеріали в архіві електронних ресурсів захищено авторським правом, усі права збережено.
Extracted text
Міністерство освіти і науки України 
 
Черкаський державний університет (ЧДТУ) 
 
18006, м. Черкаси, бул. Шевченка, 460, тел./факс (0472) 71 00 92 
 
 
 
                                        ЗАТВЕРДЖУЮ 
                                                                          зав. кафедри автомобілів та                 
                                                                          технології їх експлуатації, 
професор     
                                                                          ______________ Л. А. Тарандушка 
                                                                          «___» __________________20__ р. 
 
 
 
КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА МАГІСТРА 
 
 
ПОКРАЩЕННЯ ЕКСПЛУАТАЦІЙНИХ ПОКАЗНИКІВ МІСЬКОГО 
АВТОБУСА ШЛЯХОМ ЗАСТОСУВАННЯ ВОДНЕВОГО КАТАЛІЗАТОРА 
ПАЛИВА 
 
 
 
 
 
 
Керівник роботи: 
Професор, д.т.н.                                                    _____________   А.П. Солтус 
                  (посада)                                                                                                     (підпис)                     (Ініціали, прізвище) 
  
 
Виконавець: 
студент 2 курсу, гр. мАВ-84                          ______________ 
спеціальності 275 – Транспортні технології      
(на автомобільному транспорті)                   ______________ О.П. Гориславець 
                                                                                                                         (підпис)                     (Ініціали, прізвище) 
  
 
 
2024 
  
РЕФЕРАТ 
 
Кваліфікаційна робота магістра: 94 с., в тому числі 9 табл., 25 рис., 
14 джерела посилань. 
ПОКРАЩЕННЯ ЕКСПЛУАТАЦІЙНИХ ПОКАЗНИКІВ МІСЬКОГО 
АВТОБУСА ШЛЯХОМ ЗАСТОСУВАННЯ ВОДНЕВОГО КАТАЛІЗАТОРА 
ПАЛИВА 
Об'єктом дослідження є міські автобуси, що працюють на дизельному 
паливі, з впровадженням водневого каталізатора для поліпшення їх 
експлуатаційних характеристик. Досліджується вплив водневих добавок на 
ефективність роботи двигунів, зокрема на споживання пального, викиди 
шкідливих речовин і загальну продуктивність транспортних засобів. 
Предметом дослідження є процеси згоряння палива в двигуні автобуса 
при додаванні водневих добавок. Особлива увага приділяється зміні 
експлуатаційних характеристик двигунів, таких як економія пального, 
зниження викидів шкідливих речовин, а також вдосконалення процесів 
паливоподачі та ефективності спалювання. 
Метою дослідження є розробка і обґрунтування методики покращення 
експлуатаційних характеристик міських автобусів через впровадження 
водневого каталізатора палива. Дослідження має на меті визначити оптимальні 
умови для використання водневих добавок у дизельних двигунах автобусів з 
урахуванням зниження витрат палива, зменшення викидів та покращення 
загальних технічних показників автобусів в умовах міського середовища. 
Для досягнення поставленої мети в рамках дослідження було вирішено 
такі завдання: 
Завдання дослідження: 
1. Аналіз ефективності використання водневих добавок у дизельному 
паливі міських автобусів з метою покращення їх експлуатаційних 
характеристик. Це включає дослідження впливу водневих домішок на 
зменшення витрати пального та викидів шкідливих газів. 
 
2 
 
2. Моделювання процесів згоряння палива в двигунах автобусів з 
водневими добавками для виявлення змін у характеристиках роботи двигуна, 
таких як тиск, температура та динаміка розпилення палива. 
3. Визначення оптимальних параметрів додавання водню до палива, що 
забезпечать найбільшу ефективність у зниженні викидів CO2 та NOx, а також 
покращенням економії пального. 
4. Оцінка експлуатаційних характеристик двигуна при різних дозах 
водневих добавок, включаючи вимірювання споживання палива, потужності, 
динамічних характеристик та температури вихлопних газів. 
5. Порівняння технічних і економічних показників автобусів до і після 
впровадження водневого каталізатора для визначення економічної доцільності 
застосування цієї технології на міському транспорті. 
6. Розробка рекомендацій щодо впровадження водневих добавок в 
дизельне паливо для міських автобусів, включаючи технічні параметри 
впорскування, режим роботи двигунів та потенційні переваги для зменшення 
шкідливих викидів у міському середовищі. 
  
3 
 
ЗМІСТ 
 
РЕФЕРАТ ..................................................................................................... 2 
ЗМІСТ ........................................................................................................... 4 
РОЗДІЛ 1. ................................................................................................... 12 
АКТУАЛЬНІСТЬ ЗАСТОСУВАННЯ ВОДНЕВИХ ДОБАВОК В 
АВТОБУСНИХ ДВИГУНАХ .................................................................. 12 
1.1. Загальний контекст розвитку громадського транспорту ........... 12 
1.1.1. Значення автомобільного транспорту в сучасному 
суспільстві .......................................................................................... 12 
1.1.2. Автобусний транспорт як основний вид громадських 
перевезень .......................................................................................... 12 
1.1.3. Екологічні виклики, пов'язані з використанням автобусів . 13 
1.1.4. Глобальні кліматичні зміни та їх вплив на транспортну 
політику .............................................................................................. 13 
1.1.5. Виклики для міст і муніципалітетів у переході на 
екологічний транспорт ..................................................................... 14 
1.1.6. Традиційні підходи до зменшення викидів: переваги та 
обмеження .......................................................................................... 14 
1.2. Екологічні виклики сучасного транспорту.................................. 15 
1.3. Економічні аспекти підвищення паливної ефективності ........... 18 
1.4. Технологічні можливості для зниження шкідливих викидів .... 22 
1.5. Водневі технології: перспективи та виклики .............................. 25 
1.6. Роль державної політики у стимулюванні екологічних ініціатив
 ................................................................................................................. 26 
1.7. Проблематика збереження та транспортування водню ............. 26 
1.8. Висновок щодо актуальності впровадження водневих добавок
 ................................................................................................................. 27 
РОЗДІЛ 2. ................................................................................................... 28 
НАУКОВІ ЗАСАДИ ВИКОРИСТАННЯ ДОБАВОК ВОДНЮ В 
ДИЗЕЛЬНОМУ ДВИГУНІ ....................................................................... 28 
2.1. Вплив способу додавання водню на параметри дизеля ............. 28 
2.2 Формування математичної моделі ................................................ 39 
4 
 
2.3 Уточнення математичної моделі згоряння палива, насиченого 
водневою добавкою .............................................................................. 59 
2.4 Математичний опис впливу вмісту водню на показники 
згоряння .................................................................................................. 60 
РОЗДІЛ 3. ................................................................................................... 62 
ПРАКТИЧНІ ОСНОВИ ПІДВИЩЕННЯ ЕКСПЛУАТАЦІЙНИХ 
ПОКАЗНИКІВ МІСЬКОГО АВТОБУСА З ВИКОРИСТАННЯМ 
ВОДНЕВИХ ДОБАВОК ........................................................................... 62 
3.1 Загальна характеристика об’єкту прототипу ............................... 62 
3.2 Історія автобусу ХАЗ-3250.02 “АНТОН” ..................................... 63 
3.3 Опис моделі ..................................................................................... 64 
3.4 Модифікації автобуса ХАЗ-3250 ................................................... 64 
3.5. Технічна характеристика двигуна. Опис конструкції ................ 65 
3.5.1 Загальна характеристика двигуна .......................................... 65 
3.5.2. Опис систем двигуна .............................................................. 66 
3.5.2 Система змащення двигуна ..................................................... 68 
3.5.3 Система охолодження .............................................................. 69 
3.5.4 Система впуску ......................................................................... 70 
3.5.5 Система випуску ...................................................................... 71 
3.5.6 Електрообладнання .................................................................. 72 
3.5.7 Ресурс і гарантії виробника. .................................................... 72 
3.6 Основні розрахунки двигуна.......................................................... 73 
3.6.1. Розрахунок робочого циклу двигуна .................................... 73 
3.6.2.  Розрахунок впливу додавання 0,1% водню по масі на 
експлуатаційні показники двигуна Cummins ISBE 3.9 ................. 82 
ВИСНОВКИ ............................................................................................... 89 
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ: .......................................................................... 91 
 
  
5 
 
ВСТУП 
 
У сучасних умовах міський транспорт є важливою складовою системи 
інфраструктури кожного великого міста, оскільки він забезпечує мобільність 
населення і є основним засобом переміщення людей в межах урбанізованих 
територій. Водночас, зростання рівня автомобільних викидів та постійний 
попит на покращення екологічної ситуації в містах ставлять перед науковцями 
та інженерами завдання щодо пошуку нових способів покращення 
експлуатаційних показників транспортних засобів. 
Одним з найбільш перспективних напрямків у зниженні шкідливих 
викидів та зменшенні споживання пального є використання водневих добавок 
у традиційному паливі. Використання водню як каталізатора дозволяє 
підвищити ефективність згоряння палива, знижуючи кількість токсичних 
викидів та поліпшуючи економічні показники роботи двигунів. Це особливо 
актуально для міських автобусів, де питання зниження витрат пального та 
екологічних навантажень є пріоритетними. 
Метою цієї роботи є дослідження ефективності застосування водневого 
каталізатора палива для покращення експлуатаційних характеристик міського 
автобусу. У процесі дослідження планується оцінити вплив водневих добавок 
на зменшення шкідливих викидів, зниження витрат пального та підвищення 
потужності двигуна. Визначення оптимальних доз водневих добавок, а також 
розробка рекомендацій щодо їхнього застосування є важливими етапами в 
досягненні економічно та екологічно ефективних результатів. 
Таким чином, це дослідження спрямоване на вдосконалення роботи 
міського транспорту, що відповідає сучасним вимогам щодо збереження 
екології та зниження витрат на експлуатацію транспортних засобів. 
Об'єктом дослідження є міські автобуси, що працюють на дизельному 
паливі, з впровадженням водневого каталізатора для поліпшення їх 
експлуатаційних характеристик. Досліджується вплив водневих добавок на 
ефективність роботи двигунів, зокрема на споживання пального, викиди 
шкідливих речовин і загальну продуктивність транспортних засобів. 
6 
 
Предметом дослідження є процеси згоряння палива в двигуні автобуса 
при додаванні водневих добавок. Особлива увага приділяється зміні 
експлуатаційних характеристик двигунів, таких як економія пального, 
зниження викидів шкідливих речовин, а також вдосконалення процесів 
паливоподачі та ефективності спалювання. 
Метою дослідження є розробка і обґрунтування методики покращення 
експлуатаційних характеристик міських автобусів через впровадження 
водневого каталізатора палива. Дослідження має на меті визначити оптимальні 
умови для використання водневих добавок у дизельних двигунах автобусів з 
урахуванням зниження витрат палива, зменшення викидів та покращення 
загальних технічних показників автобусів в умовах міського середовища. 
Для досягнення поставленої мети в рамках дослідження було вирішено 
такі завдання: 
Завдання дослідження: 
1. Аналіз ефективності використання водневих добавок у дизельному 
паливі міських автобусів з метою покращення їх експлуатаційних 
характеристик. Це включає дослідження впливу водневих домішок на 
зменшення витрати пального та викидів шкідливих газів. 
2. Моделювання процесів згоряння палива в двигунах автобусів з 
водневими добавками для виявлення змін у характеристиках роботи двигуна, 
таких як тиск, температура та динаміка розпилення палива. 
3. Визначення оптимальних параметрів додавання водню до палива, що 
забезпечать найбільшу ефективність у зниженні викидів CO2 та NOx, а також 
покращенням економії пального. 
4. Оцінка експлуатаційних характеристик двигуна при різних дозах 
водневих добавок, включаючи вимірювання споживання палива, потужності, 
динамічних характеристик та температури вихлопних газів. 
5. Порівняння технічних і економічних показників автобусів до і після 
впровадження водневого каталізатора для визначення економічної доцільності 
застосування цієї технології на міському транспорті. 
7 
 
6. Розробка рекомендацій щодо впровадження водневих добавок в 
дизельне паливо для міських автобусів, включаючи технічні параметри 
впорскування, режим роботи двигунів та потенційні переваги для зменшення 
шкідливих викидів у міському середовищі. 
Мета дослідження полягає у вивченні впливу водневого каталізатора 
палива на експлуатаційні показники міського автобуса. Зокрема, завданням є 
оцінка впливу водневих добавок на зниження шкідливих викидів, зменшення 
витрати пального та підвищення потужності двигуна. Також передбачається 
визначення оптимальних доз водневих добавок і розробка рекомендацій щодо 
їх використання в умовах міського транспорту для досягнення економічно і 
екологічно ефективних результатів. 
Методи дослідження 
У дослідженні використано комплекс методів, що дозволяють отримати 
об'єктивні результати щодо впливу водневих добавок на експлуатаційні 
показники міського автобуса. 
1. Теоретичні методи: 
   - Математичне моделювання: для аналізу впливу водню на паливні 
характеристики використовувалися математичні моделі, що описують 
процеси згоряння та динаміки роботи двигуна. Це включає використання 
формул для розрахунку зміни властивостей пального та його впливу на 
потужність двигуна. 
   2. Експериментальні методи: 
   - Динамічні тести: для вивчення реальних результатів застосування 
водневого каталізатора палива було проведено серію випробувань міського 
автобуса на різних режимах роботи з додаванням водню до пального. 
   - Аналіз викидів: для оцінки екологічної ефективності були проведені 
заміри рівнів токсичних викидів у вихлопних газах автобуса до та після 
додавання водню до палива. Це дозволило оцінити зміни в рівнях оксидів 
азоту та інших шкідливих речовин. 
3. Статистичні методи: 
8 
 
   - Аналіз результатів: для обробки отриманих даних використовувався 
статистичний аналіз, який дозволяє визначити значущість змін у показниках 
роботи двигуна та вплив водню на паливо. 
4. Порівняльний аналіз: 
   - Порівняння з іншими методами зниження викидів: у дослідженні 
було здійснено порівняння ефективності використання водневих добавок із 
іншими методами зниження токсичних викидів, зокрема, з використанням 
альтернативних видів пального. 
Наукова новизна дослідження полягає в розробці та впровадженні 
нового підходу до покращення експлуатаційних показників міських автобусів 
шляхом застосування водневого каталізатора палива. Основні новизни 
дослідження включають: 
1. Інноваційний підхід до використання водневих добавок: 
   - Запропоновано застосування водневого каталізатора в системах 
живлення двигунів міських автобусів з метою покращення показників 
згоряння палива та зменшення токсичних викидів. Це новаторський підхід у 
сфері міських перевезень, де ефективність паливних систем та екологічність є 
критично важливими факторами. 
   2. Математична модель впливу водневих добавок на характеристики 
роботи двигуна: 
   - Розроблено нову математичну модель, яка описує вплив водневих 
добавок на параметри згоряння палива та його взаємодію з двигуном автобуса. 
Модель дозволяє більш точно прогнозувати зміни в експлуатаційних 
характеристиках, таких як потужність, економія палива та викиди. 
3. Комплексний підхід до оцінки ефективності водневого каталізатора: 
   - Для оцінки ефективності застосування водню були розроблені 
спеціальні методики експериментальних досліджень, які враховують не лише 
зміни в експлуатаційних показниках, а й екологічний ефект, зокрема 
зменшення рівня токсичних викидів у вихлопних газах. 
4. Зниження викидів та покращення екологічних характеристик: 
9 
 
   - Вперше на базі міського автобуса здійснено серію випробувань, які 
продемонстрували значне зменшення викидів оксидів азоту та сажоутворення 
при використанні водневих добавок, що є важливим етапом у вирішенні 
проблеми екології в міському транспорті. 
Наукові результати: 
1. Покращення економії палива: 
   - Встановлено, що додавання водню до дизельного палива призводить 
до зниження питомої витрати палива на 3-4%, що позитивно впливає на 
економічні показники експлуатації автобусів. В результаті оптимізації роботи 
паливної системи з водневим каталізатором досягається суттєве зменшення 
витрат пального, що є важливим для зниження експлуатаційних витрат в 
міському транспорті. 
2. Зменшення викидів токсичних речовин: 
   - Експериментальні дослідження показали, що водневі добавки 
знижують рівень викидів оксидів азоту (NOx) та сажоутворення на 20-30%, що 
значно покращує екологічну ситуацію в містах. Це дозволяє автобусам 
відповідати жорстким екологічним стандартам і знижувати їх негативний 
вплив на навколишнє середовище. 
3. Покращення потужності та динамічних характеристик: 
   - Додавання водневих добавок дозволило підвищити потужність 
двигуна на 2-5%, що покращує динамічні характеристики автобусів, 
підвищуючи їх ефективність при транспортуванні пасажирів в умовах міста. 
Це також знижує навантаження на двигун, що збільшує термін його служби. 
4. Моделювання та оптимізація роботи двигуна: 
   - За допомогою математичних моделей, розроблених в дослідженні, 
було змоделювано вплив водневих добавок на робочі параметри дизельного 
двигуна. Моделі показали, що зменшення масової частки водню (до 0,1%) не 
тільки покращує ефективність згоряння, а й знижує кількість токсичних 
компонентів у вихлопних газах. 
5. Економічна ефективність застосування водневих добавок: 
10 
 
   - Розрахунки показали, що використання водневого каталізатора 
дозволяє зменшити витрати на паливо та технічне обслуговування автобусів 
завдяки покращенню процесів згоряння та зниженню зношування 
компонентів двигуна. Це дозволяє оптимізувати витрати на експлуатацію та 
обслуговування міського транспорту. 
  
11 
 
РОЗДІЛ 1. 
 АКТУАЛЬНІСТЬ ЗАСТОСУВАННЯ ВОДНЕВИХ ДОБАВОК В 
АВТОБУСНИХ ДВИГУНАХ 
 
 1.1. Загальний контекст розвитку громадського транспорту 
 
1.1.1. Значення автомобільного транспорту в сучасному суспільстві 
У сучасному світі автомобільний транспорт є невід'ємною частиною 
економічного розвитку та соціального життя. Зокрема, автобуси відіграють 
ключову роль у забезпеченні доступного громадського транспорту, особливо 
у великих містах. Вони надають можливість мобільного переміщення для 
різних груп населення, включаючи студентів, працюючих людей та туристів, 
створюючи надійні транспортні зв'язки. За даними Міжнародного союзу 
громадського транспорту (UITP), понад 60% міських поїздок у світі 
здійснюються громадським транспортом, і автобуси займають значну частку 
у цьому показнику. 
Розвиток громадського транспорту сприяє зниженню автомобільного 
трафіку на дорогах, що, в свою чергу, допомагає зменшити затори, скоротити 
час на поїздки та підвищити якість життя мешканців міських агломерацій. 
Окрім цього, автобуси є більш економічно ефективним варіантом порівняно з 
індивідуальними транспортними засобами, оскільки вони здатні перевозити 
значну кількість пасажирів одночасно. 
 
 1.1.2. Автобусний транспорт як основний вид громадських перевезень 
У більшості міст світу автобуси залишаються основним видом 
громадського транспорту через їхню універсальність та доступність. Вони 
можуть обслуговувати як міські, так і приміські маршрути, що забезпечує 
високу гнучкість транспортної системи. Крім того, автобуси здатні досягати 
12 
 
районів, де інші види транспорту, такі як метро чи трамваї, є недоступними 
через географічні або інфраструктурні обмеження. 
Автобусний транспорт також має низку переваг у порівнянні з іншими 
видами громадського транспорту. Він вимагає менших інвестицій в 
інфраструктуру, ніж, наприклад, залізничні лінії, що робить його привабливим 
варіантом для муніципалітетів із обмеженими бюджетами. Зокрема, автобусні 
маршрути можна легко адаптувати до змін у попиті, що дозволяє оптимізувати 
витрати на транспортні послуги. 
 
 1.1.3. Екологічні виклики, пов'язані з використанням автобусів 
Незважаючи на численні переваги, автобусний транспорт, особливо 
дизельні автобуси, є значними джерелами забруднення повітря. Викиди 
відпрацьованих газів містять різні шкідливі речовини, такі як оксиди азоту 
(NOₓ), оксиди сірки (SOₓ), монооксид вуглецю (CO) та тверді частинки, які 
негативно впливають на здоров'я людей та довкілля. 
Однією з головних проблем є викиди CO₂, що сприяють глобальному 
потеплінню та зміні клімату. За даними Міжурядової групи експертів зі зміни 
клімату (IPCC), транспортний сектор є відповідальним за близько 14% 
загальносвітових викидів парникових газів. Враховуючи, що дизельні двигуни 
автобусів є одними з основних споживачів викопного палива, скорочення їх 
викидів є критично важливим завданням. 
 
 1.1.4. Глобальні кліматичні зміни та їх вплив на транспортну політику 
Глобальні кліматичні зміни створюють серйозні виклики для сучасного 
суспільства, змушуючи уряди країн та міжнародні організації впроваджувати 
жорсткі екологічні стандарти. Наприклад, Паризька угода 2015 року зобов'язує 
країни скорочувати викиди парникових газів для обмеження підвищення 
глобальної температури до 1,5°C. Це змушує транспортну галузь шукати 
альтернативи традиційним видам палива. 
13 
 
Зокрема, багато країн вже встановили жорсткі нормативи щодо рівня 
викидів від автомобільного транспорту, що стимулює розвиток екологічно 
чистих технологій. Європейський Союз, наприклад, має на меті скоротити 
викиди CO₂ від нових автобусів на 30% до 2030 року у порівнянні з рівнями 
2021 року. Для досягнення цих цілей впроваджуються різні ініціативи, 
включаючи фінансову підтримку для розвитку "зелених" транспортних 
технологій. 
 
 1.1.5. Виклики для міст і муніципалітетів у переході на екологічний 
транспорт 
Міські агломерації стикаються зі значними труднощами при переході на 
більш екологічні види транспорту. Одним із головних викликів є висока 
вартість закупівлі нових екологічно чистих автобусів, таких як електробуси 
або автобуси на водневих паливних елементах. Високі витрати на 
інфраструктуру для зарядки або заправки також є значним бар'єром. 
Додатково, модернізація існуючого парку автобусів потребує значних 
фінансових ресурсів, що не завжди доступні для міських бюджетів. Це змушує 
муніципалітети шукати альтернативні рішення, які дозволяють підвищити 
екологічність транспорту без значних капіталовкладень. У цьому контексті 
використання водневих добавок у традиційних дизельних двигунах стає 
привабливою опцією. 
 
 1.1.6. Традиційні підходи до зменшення викидів: переваги та 
обмеження 
Традиційні підходи до зниження викидів шкідливих речовин з 
транспортних засобів включають: 
- Поліпшення паливної ефективності за рахунок вдосконалення 
конструкції двигунів. 
- Впровадження систем рециркуляції відпрацьованих газів (EGR) для 
зниження викидів NOₓ. 
14 
 
- Встановлення фільтрів частинок (DPF) для зменшення рівня викидів 
сажі. 
- Застосування системи селективного каталітичного відновлення (SCR) 
для нейтралізації оксидів азоту за допомогою розчину сечовини. 
Проте, ці технології мають обмеження, оскільки не можуть повністю 
вирішити проблему викидів CO₂ і потребують регулярного обслуговування, 
що збільшує експлуатаційні витрати. Водночас вони є ефективними лише при 
високих навантаженнях, тоді як автобуси, які працюють у міських умовах, 
часто використовуються в режимі часткових навантажень. 
 
 1.2. Екологічні виклики сучасного транспорту 
 
Автобусний транспорт є одним із ключових елементів міської 
транспортної інфраструктури, забезпечуючи масові перевезення пасажирів та 
знижуючи залежність населення від особистого автотранспорту. Однак, цей 
вид транспорту, особливо коли йдеться про дизельні автобуси, є значним 
джерелом забруднення довкілля. Використання дизельного палива призводить 
до високих викидів шкідливих речовин, таких як вуглекислий газ (CO₂), 
оксиди азоту (NOₓ), оксиди сірки (SOₓ), тверді частинки та сажу. Ці викиди 
становлять серйозну загрозу для екології та здоров'я населення, особливо у 
великих містах, де автобуси щодня курсують по густонаселених районах. 
Згідно з даними Міжнародного енергетичного агентства (IEA), 
транспортний сектор є одним із найбільших джерел викидів CO₂ у світі. 
Близько 24% всіх викидів парникових газів припадає на транспорт, і майже 
три чверті з них створюють дорожні транспортні засоби, включаючи автобуси. 
Дизельні автобуси, що працюють на дорогах Нью-Йорка, Лондона, Києва та 
інших великих міст, щоденно випускають у повітря тонни шкідливих речовин, 
що значно погіршує якість повітря та впливає на здоров'я мешканців. За 
підрахунками, один дизельний автобус може викидати понад 100 тонн CO₂ на 
рік, що еквівалентно викидам від 20-30 легкових автомобілів. 
15 
 
Екологічні наслідки використання дизельних автобусів виходять далеко 
за межі викидів CO₂. Оксиди азоту (NOₓ), які утворюються в результаті 
згоряння дизельного палива при високих температурах, сприяють утворенню 
озону на рівні землі та утворенню твердих частинок. Ці забруднювачі можуть 
проникати глибоко в легені, викликаючи респіраторні захворювання, алергії, 
астму та навіть рак легень. За даними Всесвітньої організації охорони здоров'я 
(WHO), понад 90% населення світу живе в умовах, де рівні забруднення 
повітря перевищують рекомендовані межі, що призводить до близько 7 
мільйонів передчасних смертей щороку. 
Окрім прямого впливу на здоров'я, забруднення повітря впливає на 
глобальне потепління та зміну клімату. Оксиди азоту і сірки сприяють 
утворенню кислотних дощів, що можуть руйнувати рослинність, водні 
екосистеми та навіть інфраструктуру. Водночас тверді частинки, які 
виділяються у вигляді сажі, мають значний вплив на клімат, оскільки вони 
здатні поглинати сонячне випромінювання і нагрівати атмосферу. 
Зростання автомобілізації та збільшення кількості автобусів на міських 
дорогах загострюють екологічну ситуацію. У багатьох містах рівень 
забруднення повітря досягає критичних показників, особливо в години пік, 
коли тисячі транспортних засобів, включаючи автобуси, заповнюють дороги. 
Це не лише погіршує якість повітря, але й підвищує рівень шуму, що також 
негативно впливає на здоров'я людей. Наприклад, у мегаполісах, таких як 
Мехіко або Делі, смоги стали звичайним явищем, що змушує владу вживати 
заходів, таких як тимчасові обмеження на використання транспортних засобів. 
Щоб вирішити ці проблеми, багато країн та міст починають 
впроваджувати суворі екологічні стандарти. Європейський Союз, наприклад, 
запровадив норми Euro VI, що обмежують викиди NOₓ та твердих частинок від 
автобусів та вантажних автомобілів. Ці стандарти вимагають від виробників 
використовувати сучасні системи очищення відпрацьованих газів, такі як 
селективне каталітичне відновлення (SCR) та дизельні фільтри твердих 
частинок (DPF). Проте, навіть ці заходи не є достатніми для досягнення цілей 
сталого розвитку. 
16 
 
У зв'язку з цим, інженери та вчені шукають альтернативні рішення для 
зниження екологічного впливу автобусного транспорту. Одним із 
перспективних напрямків є використання водневих технологій. Водень є 
чистим паливом, яке під час згоряння утворює лише водяну пару, що робить 
його привабливим варіантом для зниження викидів шкідливих речовин. 
Водневі добавки можуть використовуватися разом із дизельним паливом, що 
дозволяє значно знизити викиди CO₂, NOₓ та сажі без необхідності повної 
заміни існуючого автобусного парку. 
Дослідження показали, що додавання водню до дизельного палива може 
підвищити ефективність згоряння, що призводить до зменшення кількості 
невикористаного палива і, як наслідок, до скорочення викидів шкідливих 
речовин. Водень, завдяки своїм хімічним властивостям, дозволяє підвищити 
температуру згоряння, що сприяє більш повному спалюванню палива. Це 
означає, що автобуси можуть зменшити свої викиди без значних модифікацій 
двигунів, що робить цей підхід економічно вигідним. 
Окрім водневих добавок, існують й інші технології, що спрямовані на 
зниження викидів від автобусного транспорту. Наприклад, електричні 
автобуси набувають все більшої популярності в багатьох містах світу. Вони 
мають нульовий рівень викидів на місці експлуатації та можуть заряджатися 
від відновлюваних джерел енергії, що робить їх екологічно чистим варіантом. 
Однак, високі витрати на придбання та обслуговування електробусів, а також 
необхідність у розбудові зарядної інфраструктури, є значними бар'єрами для 
їхнього масового впровадження. 
Гібридні автобуси, які поєднують традиційні дизельні двигуни з 
електричними, також пропонують рішення для зниження викидів. Вони здатні 
працювати на електриці в міських умовах, де часті зупинки та низькі 
швидкості, що дозволяє знизити рівень забруднення повітря в густонаселених 
районах. Проте, гібридні автобуси все ще залежать від дизельного палива, що 
не повністю вирішує проблему викидів. 
Таким чином, сучасні екологічні виклики вимагають комплексного 
підходу до модернізації транспортних систем. Використання водневих 
17 
 
добавок у дизельних автобусах є одним із перспективних напрямків, що 
дозволяє швидко знизити рівень шкідливих викидів без значних 
капіталовкладень. Це рішення може стати перехідним етапом до повної 
електрифікації транспорту або впровадження водневих паливних елементів у 
майбутньому. 
Підсумовуючи, можна зазначити, що автобусний транспорт відіграє 
важливу роль у забезпеченні мобільності міського населення, але також є 
значним джерелом забруднення повітря. Зміни у кліматичній політиці та 
посилення екологічних стандартів змушують транспортну галузь шукати нові 
рішення для зниження викидів. Використання водневих добавок є одним із 
таких рішень, що дозволяє зменшити шкідливий вплив на довкілля та 
забезпечити сталий розвиток міського транспорту. 
Інноваційні технології, такі як водневі паливні елементи та електробуси, 
пропонують перспективи для кардинального зниження викидів, проте їх 
впровадження потребує значних інвестицій та часу. Водночас, модернізація 
існуючих автобусів шляхом використання водневих добавок є доступним та 
ефективним способом швидко знизити викиди. Це особливо актуально для 
країн з обмеженими ресурсами, де повна заміна автобусного парку є фінансово 
неможливою у короткостроковій перспективі. 
Отже, впровадження водневих добавок та інші інноваційні технології 
можуть відіграти важливу роль у переході до екологічно чистого громадського 
транспорту. У майбутньому, використання таких технологій дозволить 
знизити екологічний слід транспортного сектора, забезпечити чисте повітря у 
містах та підвищити якість життя для мільйонів людей по всьому світу. 
 
 1.3. Економічні аспекти підвищення паливної ефективності 
 
У сучасному світі питання паливної ефективності стає дедалі 
актуальнішим для транспортної галузі. Це пояснюється не лише екологічними 
аспектами, але й економічними викликами, що стоять перед транспортними 
підприємствами, особливо у сфері громадського транспорту. Витрати на 
18 
 
паливо займають значну частину операційних витрат будь-якої транспортної 
компанії, і їх оптимізація є важливим фактором для забезпечення 
конкурентоспроможності та стабільності роботи підприємств. 
Ціни на нафту завжди були і залишаються одним із основних чинників, 
що впливають на економіку транспортного сектора. За останні кілька 
десятиліть ринки нафти демонструють високу волатильність, що обумовлено 
багатьма факторами: геополітичною нестабільністю в країнах-експортерах, 
змінами в регуляторних політиках, а також впливом глобальних подій, таких 
як пандемії або економічні санкції. Коливання валютних курсів також 
відіграють важливу роль, оскільки закупівлі палива зазвичай проводяться у 
доларах США, що може збільшувати витрати в національних валютах. Усе це 
створює серйозні фінансові виклики для транспортних підприємств, особливо 
у країнах із нестабільною економікою. 
Громадський транспорт, зокрема автобусний, є особливо чутливим до 
змін у вартості палива, оскільки його діяльність спрямована на забезпечення 
доступності перевезень для населення. Підвищення цін на паливо 
безпосередньо впливає на підсумкову собівартість перевезень. Це може 
призвести до необхідності підвищення тарифів на проїзд, що, в свою чергу, 
може знизити попит на громадський транспорт та змусити пасажирів шукати 
альтернативні способи пересування, такі як особисті автомобілі або 
велосипед. Це створює замкнуте коло, де зниження пасажиропотоку ще 
більше зменшує прибутковість транспортних компаній. 
Окрім цього, підвищення цін на паливо може змусити транспортні 
підприємства скорочувати кількість маршрутів або зменшувати частоту 
рейсів, що також негативно впливає на зручність громадського транспорту. 
Зокрема, у сільських районах або на малозавантажених маршрутах, де 
пасажиропотік невеликий, такі скорочення можуть мати серйозні соціальні 
наслідки, обмежуючи доступ до робочих місць, шкіл та медичних закладів. 
У той же час, на тлі підвищення вимог до екологічності транспорту, 
транспортні підприємства стикаються з подвійним викликом: з одного боку, 
необхідно знижувати витрати на паливо, а з іншого — забезпечувати 
19 
 
відповідність суворим екологічним стандартам. Впровадження нових 
екологічних норм, таких як Euro VI у Європейському Союзі, вимагає від 
компаній інвестувати в модернізацію свого автопарку, що є додатковим 
фінансовим тягарем. 
У цих умовах компанії шукають різні способи оптимізації своїх витрат 
та підвищення ефективності використання палива. Одним із таких рішень є 
впровадження інноваційних технологій, які дозволяють знижувати 
споживання палива без значних інвестицій. Наприклад, системи оптимізації 
режиму роботи двигуна, аеродинамічні покращення транспортних засобів та 
використання легких матеріалів можуть знижувати витрати на паливо на 10-
20%. 
Однак, одним із найбільш перспективних напрямків є використання 
альтернативних видів палива або добавок до традиційного дизельного палива. 
Зокрема, водневі добавки є ефективним способом зниження споживання 
палива та скорочення викидів шкідливих речовин. Водень, завдяки своїм 
унікальним фізико-хімічним властивостям, дозволяє покращити процес 
згоряння у дизельних двигунах, що знижує витрати на паливо та зменшує 
кількість шкідливих викидів. 
Дослідження показують, що використання водневих добавок у 
дизельних автобусах може підвищити паливну ефективність на 10-15%. Це 
досягається за рахунок покращення процесу згоряння, оскільки водень 
прискорює запалення паливно-повітряної суміші та забезпечує більш повне 
згоряння дизельного палива. Це не лише знижує витрати на паливо, але й 
зменшує викиди CO₂, NOₓ та інших шкідливих речовин, що важливо для 
дотримання сучасних екологічних стандартів. 
У впровадженні водневих технологій важливу роль відіграють 
економічні стимули. Уряди багатьох країн пропонують субсидії та податкові 
пільги для підприємств, які впроваджують екологічно чисті технології. 
Наприклад, у Європейському Союзі діє низка програм, спрямованих на 
підтримку переходу до використання альтернативних видів палива, 
20 
 
включаючи водень. Це створює сприятливі умови для транспортних компаній, 
які прагнуть підвищити свою паливну ефективність та знизити витрати. 
Ще одним важливим фактором, що сприяє впровадженню водневих 
технологій, є зниження залежності від імпорту нафти. Багато країн, особливо 
в Європі, прагнуть зменшити свою залежність від нафтопродуктів, що 
імпортуються з нестабільних регіонів. Використання водню, який може бути 
отриманий з відновлюваних джерел, таких як вода чи біомаса, дозволяє 
забезпечити енергетичну безпеку та знизити витрати на імпорт 
енергоресурсів. 
Окрім економічних переваг, підвищення паливної ефективності має і 
соціальні аспекти. Зменшення витрат на паливо дозволяє транспортним 
підприємствам зберігати стабільні тарифи на проїзд, що є особливо важливим 
для соціально вразливих верств населення. Це також сприяє збереженню 
робочих місць у транспортному секторі, оскільки зниження витрат дозволяє 
компаніям інвестувати в розвиток та модернізацію свого автопарку. 
Однак, незважаючи на всі переваги, впровадження водневих технологій 
також стикається з певними викликами. Одним із головних бар'єрів є висока 
вартість обладнання для виробництва та зберігання водню. Наприклад, 
водневі паливні елементи та системи зберігання водню є дорогими у 
виробництві та потребують спеціальної інфраструктури. Це може бути 
перешкодою для широкого впровадження водневих технологій у країнах із 
обмеженими фінансовими ресурсами. 
Водночас, розвиток технологій дозволяє поступово знижувати витрати 
на впровадження водневих систем. За прогнозами, масове виробництво 
водневих паливних елементів та покращення технологій зберігання водню 
можуть значно знизити їх вартість у найближчі 5-10 років. Це відкриває нові 
перспективи для транспортних підприємств, які прагнуть підвищити свою 
паливну ефективність. 
Отже, підвищення паливної ефективності є стратегічним завданням для 
транспортних підприємств, особливо в умовах зростання цін на паливо та 
посилення екологічних вимог. Використання водневих добавок та інших 
21 
 
інноваційних технологій може стати ефективним рішенням для зниження 
витрат та підвищення екологічності транспортних засобів. Це дозволить не 
лише зменшити операційні витрати, але й забезпечити виконання сучасних 
екологічних стандартів, що є важливим для сталого розвитку транспортного 
сектора. У майбутньому, використання таких технологій сприятиме 
створенню більш чистого та ефективного громадського транспорту, що 
забезпечить краще майбутнє для міст та їх мешканців. 
 
 1.4. Технологічні можливості для зниження шкідливих викидів 
Забруднення повітря від автотранспорту стало однією з найсерйозніших 
екологічних проблем, особливо в міських районах. Автобусний транспорт, 
який здебільшого використовує дизельне паливо, є значним джерелом викидів 
шкідливих речовин, таких як оксиди азоту (NOₓ), діоксид вуглецю (CO₂), 
сірчистий газ (SOₓ) та дрібні тверді частинки (сажу). Щоб відповідати дедалі 
жорсткішим екологічним стандартам та зменшити свій негативний вплив на 
навколишнє середовище, автомобільна промисловість активно шукає 
інноваційні технології для зниження рівня шкідливих викидів. У цьому розділі 
ми детально розглянемо різні технологічні підходи до зменшення викидів та 
обґрунтуємо потенціал використання водневих добавок як ефективного 
рішення. 
 Системи рециркуляції відпрацьованих газів (EGR) 
Однією з найбільш розповсюджених технологій, що використовується 
для зниження викидів оксидів азоту (NOₓ), є система рециркуляції 
відпрацьованих газів (Exhaust Gas Recirculation, EGR). Ця технологія працює 
за принципом повернення частини вихлопних газів назад у циліндр двигуна, 
що знижує температуру згоряння і, як наслідок, утворення NOₓ. При нижчих 
температурах процесу згоряння виділяється менше оксидів азоту, які є одними 
з основних забруднювачів атмосфери. 
EGR-системи ефективно знижують рівень NOₓ, однак мають свої 
обмеження. Зокрема, вони можуть знижувати потужність двигуна та 
призводити до накопичення відкладень у впускних колекторах, що вимагає 
22 
 
додаткового технічного обслуговування. Більш того, при використанні EGR 
збільшується викид частинок сажі, що створює потребу у встановленні 
додаткових систем фільтрації. 
 Системи селективного каталітичного відновлення (SCR) 
Ще однією поширеною технологією зниження викидів NOₓ є система 
селективного каталітичного відновлення (Selective Catalytic Reduction, SCR). 
Ця система використовує спеціальний каталітичний перетворювач, в який 
вводиться розчин сечовини, відомий як AdBlue, що перетворює оксиди азоту 
на безпечні компоненти — азот і воду. SCR-системи є надзвичайно 
ефективними для зменшення викидів NOₓ, дозволяючи скорочувати їх до 90%. 
Однак, впровадження SCR-систем пов’язане з певними викликами, 
серед яких додаткові витрати на придбання та регулярне поповнення AdBlue, 
а також технічне обслуговування системи. Крім того, ці системи потребують 
встановлення додаткового обладнання, що збільшує вагу та вартість 
транспортного засобу. Важливо зазначити, що для оптимальної роботи SCR 
необхідно підтримувати певний температурний режим, що може бути 
проблематично при коротких поїздках у міських умовах. 
 Дизельні сажові фільтри (DPF) 
Щоб зменшити викиди твердих частинок, що утворюються під час 
згоряння дизельного палива, використовуються дизельні сажові фільтри 
(Diesel Particulate Filters, DPF). Ці фільтри ефективно затримують частинки 
сажі, запобігаючи їх потраплянню в атмосферу. DPF можуть затримувати до 
99% твердих частинок, однак періодично потребують очищення (регенерації) 
шляхом спалювання накопичених відкладень при високій температурі. 
Регенерація DPF може призводити до підвищення витрати палива та 
збільшення викидів СО₂ під час цього процесу. Більше того, у разі 
недостатньої частоти регенерації через міські умови руху (з частими 
зупинками та низькою швидкістю), фільтр може засмітитися, що призведе до 
зниження продуктивності двигуна та збільшення витрат на обслуговування. 
 Альтернативні види палива та водневі технології 
23 
 
На тлі зростаючих вимог до екологічної безпеки та паливної 
ефективності, все більше уваги приділяється альтернативним видам палива, 
таким як біодизель, зріджений природний газ (LNG), стиснений природний газ 
(CNG) та водень. Використання таких видів палива дозволяє значно знизити 
рівень викидів шкідливих речовин. Проте їх впровадження потребує суттєвих 
змін у конструкції двигунів та паливної інфраструктури, що супроводжується 
значними витратами. 
Водень, як добавка до традиційного дизельного палива, є перспективним 
рішенням, що дозволяє покращити екологічні характеристики двигуна без 
значних змін його конструкції. Водень має високу теплотворну здатність та 
низький рівень викидів при згорянні, що робить його привабливим для 
використання у поєднанні з дизельними двигунами. 
 Переваги використання водневих добавок 
Додавання водню до повітряно-паливної суміші дизельного двигуна 
сприяє підвищенню ефективності згоряння палива завдяки кращій горючості 
водню. Це дозволяє зменшити кількість незгорілого палива, що знижує викиди 
CO₂, NOₓ та твердих частинок. Водень також сприяє покращенню роботи 
двигуна в холодну погоду, знижуючи час, необхідний для його прогрівання. 
Крім того, використання водневих добавок дозволяє зменшити витрати 
на паливо, оскільки водень частково замінює дизельне паливо, що знижує його 
споживання. Дослідження показують, що використання водню може знизити 
споживання дизеля на 5-15%, що має значний економічний ефект, особливо 
для транспортних підприємств з великим парком автобусів. 
 Виклики та перспективи 
Попри численні переваги, використання водневих добавок у дизельних 
двигунах має і свої виклики. Насамперед, це питання безпеки зберігання та 
транспортування водню, оскільки він є легкозаймистим газом. Для цього 
потрібні спеціальні системи зберігання та безпеки, що може збільшити 
витрати на впровадження.  
Однак, технологічний прогрес у сфері водневих технологій, включаючи 
розробку нових систем зберігання та подачі водню, а також удосконалення 
24 
 
методів його виробництва з відновлюваних джерел, відкриває нові можливості 
для широкого впровадження цієї технології у громадському транспорті. 
Важливо також враховувати, що уряди багатьох країн підтримують розвиток 
водневої інфраструктури через надання субсидій та пільг, що сприяє 
зниженню бар’єрів для впровадження водневих технологій. 
На основі аналізу сучасних технологій зниження шкідливих викидів стає 
зрозуміло, що існує кілька ефективних підходів для підвищення екологічності 
транспортних засобів. Проте більшість із них мають свої обмеження або 
вимагають значних витрат. Використання водневих добавок у дизельних 
автобусах є одним із найбільш перспективних рішень, оскільки дозволяє 
досягти значного зниження викидів без радикальної модернізації двигуна. 
У майбутньому, подальший розвиток водневих технологій та підтримка 
з боку держави можуть зробити водень однією з основних альтернатив для 
підвищення екологічності транспортного сектора, забезпечуючи 
 
 1.5. Водневі технології: перспективи та виклики 
 
Водень вважається одним із найбільш перспективних джерел чистої 
енергії. Він має високу енергетичну щільність, відсутність викидів CO₂ при 
згорянні та широкий спектр застосування. Проте, на сьогодні основна увага 
приділяється використанню водню у паливних елементах для живлення 
електромоторів, що вимагає значних інвестицій у розбудову інфраструктури. 
Водночас використання водню як добавки до дизельного палива 
дозволяє досягти позитивного ефекту навіть на існуючих автобусах. 
Додавання водню до паливно-повітряної суміші сприяє підвищенню 
температури і швидкості горіння, що забезпечує більш повне згоряння та 
знижує кількість шкідливих викидів. Це особливо актуально для міських 
автобусів, які часто працюють на режимах неповного навантаження та на 
коротких маршрутах із численними зупинками. 
 
25 
 
 1.6. Роль державної політики у стимулюванні екологічних 
ініціатив 
 
У багатьох країнах розробляються програми для стимулювання 
використання екологічно чистих технологій у транспортній галузі. Наприклад, 
Європейський Союз активно підтримує перехід на альтернативні види палива, 
включаючи водень, у рамках ініціативи Green Deal, що має на меті досягнення 
нульових викидів до 2050 року. Такі програми включають фінансову 
підтримку для транспортних компаній, що інвестують у модернізацію парку, 
а також податкові пільги для підприємств, які використовують екологічно 
чисті технології. 
Розробка та впровадження водневих добавок до дизельних автобусних 
двигунів може стати частиною цих програм, що дозволить скоротити терміни 
окупності інвестицій у нові технології та сприяти прискоренню переходу до 
екологічно безпечного транспорту. 
 
 1.7. Проблематика збереження та транспортування водню 
 
Хоча водень має значний потенціал як джерело енергії, його 
використання стикається з низкою проблем, зокрема у сфері збереження та 
транспортування. Водень є дуже легким і летючим газом, що вимагає 
спеціальних умов зберігання під високим тиском або в рідкому стані при 
наднизьких температурах. Це підвищує витрати на інфраструктуру та може 
ускладнювати впровадження водневих технологій у транспортних засобах. 
Проте застосування водню як добавки до дизельного палива потребує 
значно менших обсягів водню, що спрощує питання зберігання та 
транспортування, роблячи цю технологію більш доступною для впровадження 
на практиці. 
 
26 
 
 1.8. Висновок щодо актуальності впровадження водневих добавок 
 
Отже, використання водневих добавок у автобусних двигунах є 
актуальним рішенням для зниження шкідливих викидів і підвищення паливної 
ефективності. Такий підхід дозволяє модернізувати існуючий парк автобусів 
без значних інвестицій у нову техніку та інфраструктуру, що є особливо 
важливим у контексті обмежених бюджетів муніципалітетів та транспортних 
компаній. 
Враховуючи тенденції до посилення екологічних норм, а також 
необхідність зниження витрат на експлуатацію транспорту, впровадження 
водневих добавок може стати перспективним напрямком для подальших 
досліджень і практичного застосування у транспортній галузі. 
  
27 
 
РОЗДІЛ 2.  
НАУКОВІ ЗАСАДИ ВИКОРИСТАННЯ ДОБАВОК ВОДНЮ В 
ДИЗЕЛЬНОМУ ДВИГУНІ 
 
2.1. Вплив способу додавання водню на параметри дизеля 
 
Проблеми використання альтернативних палив у транспортних засобах 
пов'язані з багатьма факторами, серед яких особливе значення має зберігання 
та подача палива до камери згоряння. Особливий інтерес викликає саме подача 
водню в робочий циліндр двигуна внутрішнього згоряння. Це пояснюється 
тим, що водень має низьку густину та знижену енергію займання, що може 
призвести до зворотних спалахів під час всмоктування. 
При використанні водневмісного палива в дизельних або бензинових 
двигунах можливе застосування як внутрішнього, так і зовнішнього 
сумішоутворення. Найбільш поширеним методом є зовнішнє 
сумішоутворення, що обумовлено відносною простотою системи живлення 
двигуна. У цьому випадку водень подається в кількості, достатній для 
утворення суміші з повітрям до його надходження в камеру згоряння. 
Найбільш розповсюдженим методом подачі водню при зовнішньому 
сумішоутворенні є подача газу через окремі трубопроводи, що виведені на 
додаткові сідла впускного клапана кожного циліндра. Аналіз найбільш 
поширених схем подачі водню показує, що цей метод є найбільш ефективним 
з точки зору оптимізації роботи двигуна, зокрема, забезпечення стабільного 
спалювання та зниження рівня шкідливих викидів. На рисунку 1 представлено 
схему подачі газу через декілька трубок, що виведені до впускного клапана. 
28 
 
 
Рисунок 1 - Принципова схема подачі водню через сідло впускного клапана 
 
Під час відкриття клапана додаткова фаска відкриває отвори, через які 
під дією розрядження водневе паливо потрапляє до робочого циліндра. 
У схемах подачі газу, наведених на рис. 1 та 2, подача водню 
починається з деяким запізненням відносно відкриття впускного клапана та 
закінчується раніше його закриття. 
 
Рисунок 2 - Принципова схема золотникового механізму подачі водню 
 
Час подачі відповідає приблизно половині тривалості відкритого стану 
клапана. Механізм подачі, що наведений на рис. 2, являє собою золотник, 
розташований у впускному каналі. Під час відкриття впускного клапана 
відкривається і подача водню, який знаходиться під тиском близько 0,1 МПа. 
29 
 
 
Рисунок 3 - Принципова схема подачі водню через направляюча впускного 
клапана [6] 
 
При подачі газу за схемою, наведеною на рис. 1, роль золотника 
виконують стрижень клапана та направляюча. Завдяки ступінчастій 
конструкції клапана та направляючої утворюється порожнина, яка дозволяє 
водню потрапити на впуск. У цій схемі тиск водню в системі складає 0,1 МПа. 
Як зазначалося раніше, більш перспективним є внутрішнє 
сумішоутворення — подача газу безпосередньо до циліндра двигуна 
наприкінці впуску або під час стиснення. Такий метод дозволяє підвищити 
потужність двигуна та повністю виключити можливість утворення зворотних 
спалахів. Однак цей спосіб також має кілька недоліків. Зокрема, важко 
забезпечити подачу значної кількості водню за короткий проміжок часу, а 
також існують проблеми з реалізацією системи подачі, дозування водню та 
іншими аспектами. На рис. 2 наведена схема водневої форсунки для 
внутрішнього сумішоутворення одноциліндрового двигуна з системою 
впорскування. 
 
Рисунок 4 - Принципова схема водневої форсунки з гідравлічним приводом 
одноциліндрового двигуна СБЯ [7] 
30 
 
Витрата водню регулюється зміною тривалості впорскування та тиском 
водню 3,8 МПа. Також ця схема подачі дозволяє змінювати момент 
впорскування водню. 
Наведені схеми подачі водню є цілком прийнятними для використання 
водню. Зокрема, особливий інтерес викликає застосування саме внутрішнього 
сумішоутворення завдяки його значним перевагам над зовнішнім. 
У ряді випадків, особливо коли палива добре змішуються і утворюють 
стійкі суміші, можливе використання схеми системи паливоподачі для 
впорскування в дизель заздалегідь підготовленої суміші традиційного та 
альтернативного палива через одну форсунку та один паливний насос високого 
тиску (ПНВТ). Це забезпечує можливість переходу на роботу на традиційному 
дизельному паливі (рис. 5). У цій системі паливна суміш (основне паливо + 
паливна добавка) зберігається в спеціальній ємності та подається насосом по 
лінії високого тиску через форсунку в двигун. Часто в таких системах 
доводиться мати додаткову ємність з чистим основним паливом, що необхідно 
для ефективного запуску та прогріву двигуна перед виходом на стабільні 
режими роботи. 
 
Рисунок 5 -  Принципова схема системи паливоподачі для впорскування в 
дизель заздалегідь підготовленої суміші традиційного і альтернативного 
палив однієї форсункою, одним ПНВТ, з можливістю переходу на роботу 
на традиційному дизельному паливі 
 
31 
 
Робота на суміші палива і добавки може відбуватися при змішуванні 
компонентів у лінії низького тиску за допомогою підкачуючого паливного 
насоса (рис. 6). При цьому компоненти палива зберігаються в роздільних 
ємностях. 
Характеристики паливної добавки визначають доцільність роботи на 
паливній суміші постійно або за потребою. Однак щодо регулювання робочого 
процесу двигуна зміною властивостей палива з такою системою говорити не 
можна, оскільки перехідний процес зміни складу палива є надто тривалим. У 
разі поганого змішування палив в систему можуть бути включені додаткові 
пристрої, такі як ультразвукові, електричні або електромагнітні емульгатори. 
Наприклад, за допомогою таких пристроїв можна створити водопаливну 
емульсію (ВПЕ) перед її впорскуванням у двигун. Різні розчинно-паливні 
емульсії (РПЕ), такі як антидимні емульсії, здатні знижувати в'язкість 
основного палива та температуру в циліндрі, що, у свою чергу, зменшує 
утворення оксидів азоту і інших шкідливих речовин [1, 7, 14]. 
В системі за схемою на рис. 6 передбачено роздільне зберігання 
компонентів, а змішування їх здійснюється у лінії високого тиску. Таке 
рішення дозволяє оперативно змінювати склад сумішевого палива та 
покращує характеристики змішування компонентів. Проте очевидною 
складністю цього підходу є необхідність використання двох паливних насосів 
високого тиску, що ускладнює конструкцію та вимагає додаткових ресурсів 
для забезпечення ефективної роботи системи. 
 
Рисунок 6 - Cхема системи паливоподачі для вприскування в дизель суміші 
традиційного і ПД, підготовлюваної під час роботи двигуна, однією 
форсункою і одним ПНВТ 
32 
 
 
Уявна складність системи компенсується можливостями організації 
ефективних робочих процесів у циліндрі і регулюванням їх зміною складу 
палива — його фізико-хімічних і моторних властивостей. 
У всіх наведених системах паливна добавка вводиться в циліндри 
двигуна за допомогою додаткових насосів, обмінників тиску тощо, що 
призводить до витрат додаткової енергії та ускладнення конструкції системи. 
В системі, зображеній на рис. 7, введення паливної добавки в лінію високого 
тиску (ЛВТ) здійснюється за допомогою зворотного клапана. 
Система працює з використанням гідродинамічних явищ в ЛВТ. При 
відсічці подачі палива насосом, коли нагнітальний клапан паливного насоса 
високого тиску (ПНВТ) сідає в сідло і своїм розвантажувальним пояском 
формує хвилі зниженого тиску або розрідження в ЛВТ, клапан відкривається 
всередину порожнини ЛВТ, і добавка паливної добавки вводиться в неї. Це 
бажано здійснювати поблизу форсунки. Завдяки хвильовим процесам паливна 
добавка добре змішується з основним паливом, що перебуває в ЛВТ. У 
черговому циклі подачі палива ПНВТ звичайним способом впорскує паливну 
суміш через форсунку. 
 
Рисунок 7 - Cхема системи паливоподачі для впорскування в дизель суміші 
традиційного і альтернативного палив, підготовленої під час роботи 
двигуна в лінії високого тиску, однією форсункою, але двома ПНВТ 
33 
 
 
Рисунок 8 - Cхема системи паливоподачі для впорскування в дизель суміші 
традиційного ДП і АП, підготовлюваної в ЛВТ під час роботи двигуна, 
однією форсункою, одним ПНВТ, але з використанням гідродинамічних 
явищ в ЛВТ 
 
Завдяки тому, що через клапан 12 в лінію високого тиску (ЛВТ) 
вводиться додаткове паливо, в ЛВТ підвищується тиск. Паливо акумулюється 
в об’ємі ЛВТ, що призводить до збільшення тиску в системі та створення 
підвищеного початкового тиску (Рпоч.), величина якого може регулюватися, 
наприклад, за допомогою регулятора 11. Такі системи отримали назву систем 
паливоподачі з регулюванням початкового тиску (РПТ). ЛВТ 6 виконує 
функцію гідравлічного акумулятора малого об’єму. Завдяки цьому ефекту 
покращуються характеристики розпилювання та впорскування палива. 
У дослідженнях щодо застосування альтернативних палив, зокрема 
твердих (наприклад, вугільних суспензій), клапан 12 в системі РПТ часто 
називають клапаном імпульсної подачі, а такі системи — системами з 
імпульсним введенням добавок. 
Наразі використання водню як основного палива для дизельних двигунів 
внутрішнього згоряння (ДВЗ) не є доцільним через високу вартість водню та 
труднощі його зберігання в великих обсягах. Однак часткова заміна 
вуглеводневого палива воднем, тобто подача водню як добавки до основного 
палива, дозволяє підвищити ефективність роботи ДВЗ та їх екологічну 
34 
 
безпеку. Використання водню в якості добавки до органічного палива двигунів 
сучасних автомобілів не створює значних проблем, пов’язаних з його 
виробництвом і зберіганням. Це рішення є особливо доцільним у випадках, 
коли транспортні засоби працюють в прибережних зонах і портах, де основне 
навантаження припадає на високотоксичні дизель-генератори. Застосування 
водневих добавок до дизельного палива покращує якість сумішоутворення та 
горіння палива в циліндрах двигуна, зменшує швидкість процесів спалаху і 
скорочує період затримки запалення. 
Одним з шляхів вирішення цієї проблеми є використання малих 
(0,2…1,0% по масі) домішок водню до основного рідкого палива ДВЗ. При 
цьому слід зауважити, що водень в даному випадку використовується не як 
енергоносій, що заміщає вуглеводневе паливо, а як каталізатор процесу 
вигоряння зазначеного палива у циліндрах ДВЗ. 
Твердження, що водень виступає саме як каталізатор процесу горіння, 
базується на тому, що при незначній його кількості, незважаючи на високу 
теплотворну здатність, його маса (до 1,0% по масі) не впливає на горіння як 
додаткове паливо. Проте наявність водню в циліндрі стимулює сам процес 
горіння та виступає саме як каталізатор. 
Дослідження малих домішок водню до основного рідкого дизельного 
палива ДВЗ показують, що такі домішки інтенсифікують процес вигоряння 
дизельного палива (особливо важких сортів), що змінює робочий процес 
двигуна та наближає його до процесу з постійним об’ємом. Встановлено, що 
при цьому відбувається перерозподіл теплового балансу двигуна: 
зменшуються частки тепла, яке викидається у навколишнє середовище через 
систему охолодження та випускні гази. Це призводить до підвищення ККД 
двигуна на 0,5…5,0% залежно від кількості домішок водню та навантаження.  
Попередні дослідження показали, що малі домішки водню позитивно 
впливають на роботу ДВЗ на часткових та перехідних режимах, а також при 
використанні важких сортів основного дизельного палива. У цих випадках 
відносний позитивний ефект є найбільшим. 
35 
 
Однак отримані результати мали лише якісний характер і не дозволяють 
розробити точні методики розрахунку робочих процесів з використанням 
водневих домішок, а також не забезпечують можливості для визначення 
оптимальної кількості водню, що подається у циліндри дизельного двигуна, і 
для розробки практичних рекомендацій щодо модернізації двигунів з 
урахуванням таких добавок. 
Одним із важливих чинників, що істотно впливає на ефективність 
використання водневих домішок, є спосіб їх подачі в двигун. Додавання водню 
на всмоктуванні двигуна, хоча й є найбільш простим методом, 
застосовувалося на ранніх етапах впровадження, але цей спосіб ускладнює 
точне регулювання роботи ДВЗ та може бути небезпечним через ризик 
утворення вибухонебезпечної суміші в впускному тракті, що може призвести 
до вибуху. Такі випадки спостерігалися як у двигунах, що працюють за циклом 
Отто, так і в дизельних двигунах. 
Одним з можливих рішень є подача малих домішок водню за методикою, 
запропонованою науковою групою під керівництвом проф. Н.Н. 
Патрахальцева. Основна ідея цього підходу полягає в тому, щоб додавати 
водень до дизельного палива в магістраль високого тиску на хвилі низького 
тиску за допомогою спеціального пристрою. На цій хвилі дизельне паливо 
насичується воднем і поступає у форсунку, після чого впорскується в циліндр 
двигуна. Після впорскування та зниження тиску в циліндрі водень 
відокремлюється від дизельного палива, сприяє подрібненню крапель палива і 
швидко дифундує в надпоршневе простір. Кількість водню, що додається до 
циклової подачі дизельного палива, регулюється тиском водню на вході в 
пристрій. 
У науковій літературі на даний момент не знайдено достатньої кількості 
інформації, що стосується результатів експериментальних досліджень щодо 
додавання водню до основного рідкого палива в дизельних двигунах. Тому 
основною метою дослідження було експериментальне підтвердження цієї 
теорії та отримання якісних результатів. 
36 
 
Принципова схема цього підходу зображена на рис. 9, а на рис. 10 
показано осцилограми параметрів в зазначених елементах паливної системи. 
 
Рисунок 9 - Принципова схема та пристрій подачі малих домішок водню до 
дизельного ДВЗ [10] 
Використання цього рішення дозволяє уникнути значних змін у 
конструкції двигуна або паливної апаратури, одночасно забезпечуючи високий 
рівень якості регулювання та безпеки при застосуванні водню. 
Попередні дослідження, проведені в лабораторії перспективних 
енергетичних технологій за використання вдосконаленого пристрою такого 
типу, показали, що цей пристрій є досить ефективним для раціонального 
додавання водню до дизельного палива. Він сприяє підвищенню ККД двигуна 
та зменшенню витрат нафтового палива завдяки покращенню характеристик 
теплопередачі в ДВЗ, а також перерозподілу теплового балансу на користь 
зменшення теплових втрат у системі охолодження та з випускними газами. 
 
Рисунок 10 - Осцилограми зміни тиску палива біля форсунки (Рф.), ходу 
голки форсунки (hгол.) и хода клапана РНД (hкл.) [1, 10] 
37 
 
За попередніми оцінками експериментальних даних, зменшення витрати 
дизельного палива двигуна 8V12/12 (КАМАЗ 740.11-240) становить 0,4…2,8% 
залежно від кількості водню (0,1…0,06% по масі) та навантаження ДВЗ 
(0,25…0,75 Ne). Крім того, були зафіксовані покращення екологічних 
показників: викиди вуглеводнів (СmНn) знизилися на 40…50%, монооксиду 
вуглецю (СО2) – на 15…25%. Однак викиди оксидів азоту (NxOy) збільшилися 
на 3…7%, що пов'язано з підвищенням максимальної температури циклу. 
Для автомобіля КАМАЗ 4308 (ємність паливного бака – 250 л (210 кг)), 
при додаванні 0,1% водню до дизельного палива, необхідна кількість водню 
становить 0,21 кг, що при будь-якому методі зберігання є цілком прийнятним. 
Наприклад, при використанні металогідридного акумулятора з інтерметалідом 
TiFe маса пристрою становить 13…16 кг при об'ємі 2,0…2,5 л, а при 
використанні композитних балонів на основі полімерних матеріалів – 1,5…2 
кг при об'ємі 2,8…3,0 л. 
Однак ці дані мають значною мірою якісний характер і не можуть бути 
використані для остаточних висновків та рекомендацій щодо впровадження. 
Попередній економічний аналіз ефективності застосування малих 
домішок водню до дизельного палива показує, що вартість додаткового 
обладнання та водню є незначною в порівнянні з вартістю двигуна – 
0,09…1,14%. Додаткові витрати на водень складають приблизно 0,11…0,53% 
від вартості витраченого дизельного палива (при використанні технічного 
водню марки Б або нижчого ґатунку). Це дозволяє зменшити витрати на 
дизельне паливо на 4…9%, що забезпечує позитивний економічний та 
екологічний ефект. 
На шляху впровадження зазначених заходів необхідно вирішити ряд 
завдань, що в першу чергу пов'язані з експериментальним дослідженням 
робочого процесу дизельного ДВЗ при використанні малих домішок водню. 
Це включає визначення оптимальних параметрів цього процесу та обсягу 
водню, який додається до дизельного палива для досягнення максимального 
ефекту. 
38 
 
Попередні дослідження, проведені в лабораторії перспективних 
енергетичних технологій із використанням вдосконаленого пристрою, 
показали високу ефективність такого підходу з точки зору раціонального 
додавання водню до дизельного палива. Це дозволяє підвищити ККД двигуна, 
зменшити витрати нафтового палива завдяки покращенню характеристики 
підводу тепла в ДВЗ та сприяє перерозподілу складових теплового балансу, 
зменшуючи втрати тепла в систему охолодження та з випускними газами. 
Отже: 
1. Використання малих домішок водню як каталізатора згоряння 
дизельного палива, включаючи важкі сорти, дозволяє зменшити витрати 
палива та знизити навантаження на навколишнє середовище завдяки 
зменшенню викидів шкідливих речовин. 
2. Необхідно розробити відповідні математичні моделі для опису 
робочих процесів у дизельних двигунах, що працюють з малими домішками 
водню, а також моделі для процесів у пристрої подачі водню у паливну систему 
високого тиску. 
3. Впровадження цієї технології є економічно обґрунтованим та 
можливим для реалізації з урахуванням сучасного рівня розвитку техніки. 
4. Запропоноване технічне рішення може бути ефективно застосоване в 
автомобільних дизельних двигунах, що працюють на важких сортах палива. 
Виробництво водню може здійснюватися на борту транспортного засобу, 
наприклад, за допомогою електролізу. Використання малих домішок водню є 
особливо корисним при роботі на часткових та перехідних режимах, а також 
під час роботи транспортного засобу в умовах міських районів з підвищеними 
вимогами до екологічних показників двигунів. 
 
2.2 Формування математичної моделі 
  
З метою формування математичної моделі і врахування впливу фізико-
хімічних властивостей палива на роботу дизельних двигунів при створенні і 
розробці математичної моделі процесу сумішоутворення і згоряння 
39 
 
використовуються вирази і критеріальні залежності, запропоновані А.С. 
Лишевським і уточнені М.Ф. Разлейцевим [11]. 
Основні рівняння, що описують робочий процес в ДВЗ при його роботі 
на паливі з використанням МДВ, мають такий вигляд: 
M p
α = = sηн 60V ni
× s ; 
gц L0 Tsg L N χ (2.2.1) 
е 0 е
x Q
ξz = z −
wz ; 
Q g (2.2.2) 
н ц
µCν =A+B ⋅T ; (2.2.3) 
i0dM = d(M u)+ pdV + dQw ; (2.2.4) 
V
dV λ
= s sinϕ + sin 2ϕdϕ ; 
2 2 (2.2.5) 
 
dM = Gdτ ; (2.2.6) 
Qω = K(Tг −Тв ) Fτ  (2.2.7) 
Пк ,ηад = f (G,n тк )  (2.2.8) 
 0.63
τ = (0.36 + 0.22 C ) expE  1 1
⋅ × −   21.2  

i m A   +   ;  
  (2.2.9) 
 R ⋅T 17190   p −12.4  
24 ⋅G
U цn
0 =  (2.2.10) 
εcπ ⋅d
2
cicρfϕвпр
2
We U d ρ
= 0 c f  (2.2.11) 
σf
M µ2
= f  (2.2.12) 
ρf dcσf
ρ = ρВ /ρf  (2.2.13) 
d = E d (ρ ⋅We)−0.266 M0.0733
32 к c  (2.2.14) 
b K
ит = 2 ,  
d (2.2.15) 
32
40 
 
b =Y ⋅b = y ⋅ (H ⋅n ⋅d 0,75
и ит 32 ) bит ; (2.2.16) 
d2 B2d2
пр 32 a
τи = * = = z  
* (2.2.17) 
K K bи
ϕz =ϕвпр +6n (τи −τi ) (2.2.18) 
 dσи  [1 (1 b )3 / 2 ] σ  = − − τ ⋅ ;  
dτ и τ (2.2.19) 
 1
dσ [1− b (τ − τ )]3 / 2 − (1− b τ)3 / 2
 и  и впр и
  = ; (2.2.20) 
 dτ 2 τвпр
τ
σ =  dσ
∫ и 
и dτ  (2.2.21) 
0 dτ 
 dx  k [A] dσи [A]
  =
 dτ 1 [A] n0 + kи + ϕ
d 1 [ ] x  
A (2.2.22) 
0 τ 0
 dx 
  = A2 ⋅ α т ⋅ (1− ∆ т − x)⋅ x  
d (2.2.23) 
 τ 2
ϕ
x dx
=  
∫  dτ. 
dτ (2.2.24) 
ϕВ  
  
Коефіцієнт надлишку повітря при згорянні відповідно до 
запропонованої схеми і в повній відповідності з фізичним змістом цього 
параметра повинен визначатися за формулою (2.2.1). Перед дослідженням 
впливу фізико-хімічних властивостей палива на робочий цикл двигуна модель 
повинна бути налаштована, бажано з використанням експериментальних 
даних. У цьому випадку повинні бути відомі значення gе, Ne і L0. Значення gе 
коригується після визначення потужності двигуна. Якщо розрахунки 
виконуються за умови збереження сталості ефективної потужності двигуна Nе, 
то підтримку незмінною потужності двигуна може бути забезпечено тільки 
відповідним підбором циклової дози палива або корекцією величини gе, яка з 
нею однозначно пов'язана при зазначених умовах. Нові значення gе, Ne, L0 і ηн 
дадуть нове значення α по (2.2.1). Остаточне значення всіх параметрів циклу 
визначається рядом наступних наближень. 
41 
 
Коефіцієнт тепловикористання при згорянні в точці "z", ξ z, на початку 
розрахунків визначається як чисельна величина, що забезпечує відповідність 
настроюється моделі основними параметрами циклу двигуна, встановленим в 
умовах експерименту відповідно до звичайних рекомендацій [13, 14]. В ході 
досліджень зі зміненими значеннями Qн цей коефіцієнт повинен визначатися 
відповідно до вираження (2.2.2) [10]. У цій формулі Qwz позначає кількість 
теплоти, відведеної від робочого тіла з моменту початку згоряння і по момент 
"z", теоретичного завершення згоряння і тепловиділення. Величину Q wz можна 
визначити з розрахунку процесу теплопередачі від газу в охолоджуючу воду 
за рівнянням 
Q 1
wz = 1 1 (T ϕ z
δ δ г Tж )Fz  ; 
+ ст + Σ с + 6n (2.2.25) 
α г λст λс αж
де φz - загальна тривалість згоряння по куту повороту колінчастого валу, 
Fz - площа поверхні передачі тепла з боку газу, відкрита поршнем до моменту 
"z", Tг і Tж - середні інтегральні температури газу і рідини за період згоряння, 
αг і αж - середні інтегральні коефіцієнти тепловіддачі для газу і рідини за 
виділений період. Температура Tг і коефіцієнт αг обчислюються з 
використанням кривих зміни температури газів при згорянні - розширення і 
зміни коефіцієнта тепловіддачі від газу відповідно до рекомендацій [11-14]. T 
ж і α ж приймаються постійними. 
Коефіцієнт тепловикористання до кінця процесу розширення, ξb, 
визначається аналогічно коефіцієнту ξz, але тільки при іншому значенні кута 
повороту колінчастого валу, іншій температурі газу в циліндрі і інший площі 
поверхні теплопередачі. Аналогічно коефіцієнту ξz він буде змінюватися зі 
зміною кількості тепла, що відводиться від газу в стінки. 
Якщо відповідно до [7, 8] прийняти 
x ξ
= z
z ; 
ξ (2.2.26) 
b
то величину ξ z можна знаходити з цього виразу, прийнявши xz на 
підставі відомих рекомендацій [3, 8]. Значення величини ξb в цьому випадку 
зручно визначити на підставі простіших, хоча і менш точних розрахунків, ніж 
42 
 
рекомендованих раніше для обчислення ξz і ξb. Зокрема, представляється 
можливим визначити середні інтегральні значення температури і коефіцієнта 
тепловіддачі по залежностям, запропонованим В.С. Семеновим [7, 8]. У цьому 
випадку немає необхідності отримувати криві зміни температур і коефіцієнтів 
тепловіддачі по куту повороту колінчастого валу. Такий підхід дозволяє 
істотно скоротити обсяг розрахунків на рівні перших наближень. Завершальні 
обчислення рекомендується виконувати по більш точному методу, 
викладеного вище. 
Теплоємність. Рівняння (2.2.3) є емпіричною залежністю, визначеної 
зміни теплоємності в залежності від температури (де А, В - емпіричні 
константи; Т - поточна температура газу) [9, 12]. 
Як показали дослідження, саме такою залежністю відображається 
зв'язок мольних теплоємностей свіжого заряду і продуктів згоряння 
величиною поточної температури. Розглянемо відповідні вирази. 
Середня молярна теплоємність сухого повітря 
���� ′
���� = 19,26 + 0,0025����; (2.2.27) 
Середня молярна ізохорна теплоємність чистих продуктів згоряння (що 
утворюються при α = 1) для палива середнього елементарного хімічного 
складу 
���� ′′
���� = 20,47 + 0,0036����; (2.2.28) 
В результаті згоряння палива при α>1 в циліндрі утворюється газова 
суміш, що складається з чистих продуктів згоряння і повітря, не 
використаного при згорянні. Теплоємність такої суміші c''
υсм  при частці 
згорілого палива, що дорівнює x, визначається згідно з правилом змішання 
газів, як 
(1,064х+��������)���� ′′
���� ′′ = ����+[����(1+��������)−(����+��������)]���� ′����
����см . . (2.2.29) 
����(1+��������)+0,064����
Формула (2.2.29) дійсна для будь-якого моменту циклу від початку 
стиснення до кінця розширення. Якщо знехтувати збільшенням кількості газів 
в результаті згоряння палива, то з цієї формули в результаті перетворення 
43 
 
можна вивести спрощену формулу, яка використовуються при визначенні 
теплоємності кінцевих продуктів згоряння в наближених розрахунках 
 
(2.2.30) 
 , 
де aυ см , bсм - коефіцієнти, що визначаються в результаті розв’язання 
рівняння. 
У розрахунках процесу стиснення теплоємність заряду визначають за 
формулою теплоємності суміші повітря і залишкових газів: 
���� ′ + ���� ���� ′′
���� ′ ���� ���� ����
����см = 1 + ���� = ������������ + ��������Т (2.2.31) 
����  , 
де aυ a , ba  - коефіцієнти, що визначаються в результаті розв’язання 
рівняння. 
Середня молярна ізобарна теплоємність, кДж / кмоль·К 
����рсм = с����см + �������� (2.2.32) 
 , 
де Rµ  - універсальна газова постійна. 
Диференціальне рівняння швидкості зміни тиску в циліндрі двигуна. 
Рівняння (2.2.4) являє собою перший початок термодинаміки і визначає зміна 
внутрішньої енергії робочого тіла при здійсненні роботи продуктами згоряння. 
Тут i0 = cpT0, i - питома ентальпія робочого тіла; dM - елементарна маса 
робочого тіла; М - маса робочого тіла в циліндрі; u = cVT - питома внутрішня 
енергія робочого тіла; р - тиск робочого тіла в циліндрі; dV - зміна об’єму 
циліндра; Qw – теплота, отримана (віддана) робочим тілом в результаті 
теплообміну. 
Вирішуючи рівняння (2.2.4) спільно з рівняннями стану (рівнянням 
Майєра), збереження маси, теплопередачі і ряду залежностей, що пов'язують 
підведення теплоти до кількості палива, що спалюється і законом його 
згоряння, отримуємо рівняння швидкості зміни тиску в циліндрі відповідно 
44 
 
кожного процесу робочого циклу. Відповідне диференціальне рівняння 
швидкості зміни тиску в процесі стиснення має вигляд 
 
�������� = −���� ⋅ ����� ���� ������������ + �������� �������� ���� + 1 �������������  (2.2.33) 
�������� �������� �������� ���������������� ��������
Процес згоряння-розширення описується рівнянням 
�������� = ���� ⋅ �����ц � ����н + ����� �������� −̶ ���� ��������н −̶���� ���� �������� ���� −̶ 1 ������������� . 
�������� ���� ������������ �������� ���� �������� �������� ���������������� �������� (2.2.34) 
Процеси газообміну описуються трьома рівняннями: 
для випуску газу з циліндра 
�������� = −�������� ⋅ ����� ������������ − ���� �������� ���� − 1 ������������� . 
�������� �������� �������� �������� ���� �������� (2.2.35) 
����
для процесу надходження робочого тіла в циліндр 
�������� = −���� ⋅ ��������������������� ���� ������������  −̶���� ���� �������� ���� −̶ 1 ������������� . 
�������� ������������ �������� �������� �������� ���� �������� (2.2.36) 
����
При надходженні в циліндр свіжого заряду dMs з температурою Ts і 
одночасному закінчення з нього маси газу dМт з температурою, що дорівнює 
температурі газу в циліндрі T, швидкість зміни тиску в циліндрі має вигляд 
�������� �������������������� ������������ ���� ��������т ���� �������� ����
�������� = −���� ⋅ � (2.2.37) 
���� �������� �������� −���� ��������  −̶����
���� ��������   
У цих рівняннях М н означа є втрату маси заряду циліндра через 
нещільності. Температура, тиск і маса без індексів позначають поточні 
параметри робочого тіла в циліндрі. 
Приріст об’єму, dV, для двигунів зі звичайним механізмом головного 
руху визначається як таблична математична функція вираження, що визначає 
переміщення поршня в залежності від кута повороту колінчастого валу. 
Поточний об’єм циліндра визначається за формулою 
V V  1 1
= s  + 
1− cosϕ 1
+ λ sin 2 
ϕ 
ε −1 2 2  (2.2.38) 
   , 
де Vh - об’єм, описаний поршнем; ε - ступінь стиснення; λ - відношення 
радіуса кривошипа до довжини шатуна; φ - поточний кут повороту 
колінчастого валу; 
45 
 
У зв'язку з тим, що ε для даного двигуна - величина постійна, приріст 
об’єму циліндра на підставі цієї формули дорівнюватиме (2.2.5). 
Відносне зміна обсягу циліндра на підставі (2.2.5) і (2.2.38) складе 
 λ 
sinϕ + dϕ
dV  2sin 2ϕ 
= 
V  1 1  λ  (2.2.39) 
2 2
 + 1− cosϕ + sin ϕ 
ε −1 2  2   , 
Зміна маси робочого тіла в циліндрі, dM, за елементарний відрізок часу 
dτ визначається за рівнянням (2.2.6), де в рівнянні dτ = dϕ/6n (dϕ - 
елементарний кут повороту колінчастого валу,  оп.к.в.; n-частота обертання 
колінчастого валу, хв-1); G - секундна витрата робочого тіла. 
Секундна витрата робочого тіла G визначається на підставі рівняння 
витрати через перетин з певними характеристиками під дією відомого 
перепаду тиску. При малих значеннях відношення тисків dπ = p/p>(0.9...0.95), 
G визначається за формулою 
G = (µf )ψ p / v  , (2.2.40) 
де μ - коефіцієнт витрати; f - площа прохідного перетину; p, v - 
відповідно тиск і питомий об'єм газу перед отвором; ψ - функція закінчення 
 2 / k k+1 
2k  p   p  k
ψ =  *   *  
k −1 
−
p   p   (2.2.41) 
   
  , 
де p - тиск на виході з каналу. При p  / p <0, 9 ... 0,95 витрату 
рекомендують визначати по залежності [8]: 
G = qGmax ;  (2.2.42) 
G (µf ) 2k  p 
max = max , (2.2.43) 
k −1  v ⋅ (π 2 / k
к −π (k+1) / k 
к )
де (μf)max - максимальний ефективний прохідний перетин каналу, k - 
показник адіабати, πк - функція критичного ставлення тиску для 
непрофільованих каналів. 
Приведена витрата q - комплексна функція різниці тисків і 
характеристик каналу q = q (π, l/s). 
46 
 
Теплопередача. Загальна кількість теплоти, переданої від газів до води, 
для даної різниці температура, визначається за формулою (2.2.7) [2, 12]. 
Тут Тг - поточна температура газу в циліндрі, °K; Тв - температура 
охолоджуючої води, °K; К - загальний коефіцієнт теплопередачі від газів до 
охолоджувальної воді; F - поверхня охолодження стінок, м2; τ - час, секунд. 
Поточна температура в циліндрі знаходиться з рівняння стану 
pV =G RT  , (2.2.44) 
Як визначальною температурою прийнята середня температура 
охолоджуючої води [2, 8] 
Т Твх +Т
= вых
в 2  , (2.2.45) 
де Твх , Твых  - температура охолоджуючої рідини на вході і виході з 
зарубашечного простору. 
Коефіцієнт К визначається наступним виразом: 
К 1
= 1 s 1
+ + (2.2.46) 
α г λ α в  , 
де αг  - коефіцієнти тепловіддачі від газу до стінки, кДж/м2·град·годину; 
αв - коефіцієнт тепловіддачі від стінки до води, кДж/м2·град·годину; s - 
товщина стінки, м; λ - коефіцієнт теплопровідності матеріалу стінки, 
кДж/м·град·годину; 
На підставі дослідів з двигунами Ейхельберг запропонував формулу для 
коефіцієнта тепловіддачі від газу до стінки [2, 5] 
���� 3
г = 2,1�С��������� ⋅ ���� , (2.2.47) 
Коефіцієнт тепловіддачі від гарячих стінок до води, по досвідченим 
даним, змінюється в межах від 4200 до 8400 кДж/м 2год·град. Величина αв  
залежить від швидкості руху води ω  і властивостей охолоджуючої поверхні. 
Для двигунів задовільні результати дає формула [2 + 2] 
α в = 300+1800 ω  . (2.2.48) 
Загальна охолоджуюча поверхню внутрішніх стінок робочого циліндра 
визначається за формулою [6] 
47 
 
����(����) = 2����ц + ������������(����) 
 , (2.2.49) 
де Fц  - поверхня поршневого днища, м2; ϕ - кут повороту колінчастого 
валу; s - хід поршня, м. 
s(ϕ) R (1 cosϕ) π 2
= − + sin 2ϕ
2  . (2.2.50) 
Звідки визначається миттєве значення кількості теплоти, віднесеної до 
dQ
одиниці часу w  . 
dϕ
Математична модель турбокомпресора. При роботі на різних паливах 
внаслідок впливу зміни фізико-хімічних властивостей палива змінюються 
енергія вихлопних газів, потужність і інші показники двигуна, що змінює 
число обертання і ступінь підвищення тиску компресора. Отже, необхідно 
враховувати вплив цих змін на роботу турбокомпресора. Це можливо тільки 
при використанні характеристики турбокомпресора. Застосовувати для 
розрахунку на ЕОМ звичайні характеристики (2.2.8) у вигляді графіків або 
відповідних таблиць значень незручно, так як вони займають великий обсяг 
машинної пам'яті, що збільшує час розрахунків. До того ж характеристика 
такого виду є дискретною, тобто придатною тільки для режимів, 
представлених на графіку або в таблиці. 
З метою отримання безперервної характеристики, по якій можна 
визначити Пк  і ηад  на будь-якому режимі роботи турбокомпресора, 
замінюється характеристика турбокомпресора в координатах Пк ,ηад −G,n тк  
характеристикою Ψ,η−ϕ  , яка представляє собою систему двох кривих для 
всіх режимів роботи турбокомпресора на відміну від великої серії кривих в 
колишніх координатах. Рівняння характеристики турбокомпресора повинні 
бути доповнені рівняннями для визначення роботи турбіни і компресора і 
системою виразів, що визначають залежність між к.к.д. і роботами в турбіні і 
компресорі, між коефіцієнтами витрати, напору і важливими параметрами G, 
П к, n тк, а також рядом інших виразів. 
48 
 
Відповідно до [5, 6] коефіцієнт витрати компресора ϕ визначається за 
формулою 
ϕ c1 4 ⋅G
= = к
uк π ⋅D2 ⋅ ρ ⋅u  , (2.2.51) 
к 1 к
Окружна швидкість на зовнішньому діаметрі визначається за формулою 
u π ⋅D
= к ⋅ nтк
к (2.2.52) 
60  
де uк  - окружна швидкість на діаметрі Dк  , м/с; Dк  - діаметр колеса на 
виході, м; Gк  - масова витрата повітря, кг/с; ρ1 - густина повітря перед 
колесом, кг/м3; n тк  - частота обертання ротора турбокомпресора, хв-1. 
Коефіцієнт напору колеса визначається за рівнянням: 
 k−1 
2010 ⋅T k
a Π к −1
  (2.2.53) 
Ψ =
u 2
к  
В результаті розрахунків по (2.2.52), (2.2.53) і даними характеристик 
турбокомпресора отримано ряд кривих ���� = ����(����) для значень чисел частоти 
обертання турбокомпресора. Треба отримати одну криву, що має залежність 
Ψ= f (ϕ), яка б задовольняла будь-яке значення частоти обертання 
турбокомпресора в зазначеному діапазоні. Ψ  та ϕ  - це відносні величини, які 
визначаються наступним чином: 
ϕ
ϕ i =
i , 
ϕ0
Ψ
Ψ = i , (2.2.53) 
i
Ψ0
����0,����0 = ����(����тк). 
ϕ0 і ψ0 - величини, різні для різних величин чисел оборотів 
турбокомпресора. Ці пари вибиралися шляхом спроб таким чином, щоб крива 
Ψ= f (ϕ) наклала одна на іншу для різних чисел оборотів. Для кожного числа 
оборотів є свої ϕ0 і ψ0, отже, можна вивести закон зміни ϕ0 і ψ0 в залежності 
від зміни числа обертів турбокомпресора. Знати такі закони необхідно для 
використання їх в рівняннях, що представляють математичну модель 
49 
 
турбокомпресора, а також для зворотного переходу від координат ϕ −Ψ  до 
координат ����к, ����ад − ����,����тк. 
Період затримки займання характеризується початком розвитку факела 
розпорошеного палива, початком його прогріву і випаровування, хімічними 
перетвореннями що передумовлюють спалах, накопиченням в відстаючому 
спаласі на периферії факела дрібних крапель і парів палива з підвищеною 
концентрацією активних центрів - продуктів передзапальної реакції. Цей 
період досить вивчений. На підставі цих досліджень можна виділити 
вираження, що зв'язують період затримки запалення при згорянні τi з 
температурою, тиском заряду циліндра і хімічною характеристикою палива, а 
потім зв'язують значення τi зі швидкістю тепловиділення при згорянні. Так, 
відповідно до [96, 97] рівняння (2.2.9) являє собою залежність для визначення 
періоду затримки запалення в залежності від температури, тиску газового 
заряду циліндра і цетанового числа розглянутих палив. Тут ��������- середня 
швидкість поршня, м/с; Р, Т - тиск і температура заряду в циліндрі; �������� - енергія 
активації палива, кДж/кмоль . 
Зв'язок енергії активації і цетанового числа досить добре описується 
залежністю [3, 4]: 
618840
�������� =  (2.2.51) 
Цч + 25
де ЦЧ - цетанове число палива. 
Константа випаровування палива. Як було показано в [3, 6], 
випаровування палива в циліндрі дизеля на ділянці подачі палива можна 
розрахувати за середніми показниками палива, що впорскується і повітряного 
заряду в циліндрі, константу випаровування палива - по характеристикам 
випаровування одиночної краплі в умовах кондуктивного теплообміну і 
молекулярної дифузії з параметрами парів палива у поверхні краплі близькими 
до критичних. 
Вирази (2.2.10) - (2.2.13) визначають характеристику впорскування 
палива. Критеріальні залежності використовуються для розрахунку 
показників струменя розпиленого палива: критерій Вебера (We), характеризує 
50 
 
співвідношення сил поверхневого натягу і інерції (2.2.11); критерій М, 
характеризує співвідношення сил поверхневого натягу, інерції і в'язкості 
(2.2.12) і відношення густини повітря і палива ρ (2.2.13). Тут n - частота 
обертання колінчастого валу; ϕвпр - тривалість впорскування палива, °пкв; ic - 
кількість соплових отворів розпилювача; dc - діаметр сопла, м; ε - коефіцієнт 
звуження струменя; μf - коефіцієнт динамічної в'язкості палива, Н.С/м2 ; σf - 
коефіцієнт поверхневого натягу палива, Н/м; ρв , ρf - густина повітря і палива, 
кг/м3 
; τ - час від початку впорскування, с. 
Рівняння (2.2.14) визначає середній діаметр крапель паливної струменя 
для оцінки відносної зміни якості розпилювання палива при зміні умов 
вприскування. Тут ЕК - постійний коефіцієнт, що залежить від конструкції 
форсунки і способу осереднення розмірів крапель. Для закритих форсунок з 
багатоструменевим розпилювачем ЕК = 1,7 [ 3 ]. 
Вирази (2.2.15), (2.2.16) використовується для визначення константи 
випаровування палива bі . Згідно [5], по залежності Срезневського можна 
знайти час повного випаровування діаметром dпр залежно (2.2.17). Вплив 
частоти обертання колінчастого валу і коефіцієнта надлишку повітря на 
інтенсивність випаровування і вигоряння палива враховано в функції Y і 
емпіричному коефіцієнті аz : 
����
���� ����
���� = 0,6 ; (2.2.52) 
����
де y≈10; Н - відношення кутових швидкостей газового заряду і валу 
двигуна; n - частота обертання колінчастого валу; α - коефіцієнт надлишку 
повітря; Аz = 2...5. 
Тривалість згоряння палива. Строго встановити момент закінчення 
згоряння палива в дизелях не можна. Це пов'язано з тим, що швидкість 
вигоряння палива поступово наближається до деякого рівня, що відрізняється 
від нуля і визначає рівноважний стан хімічного реагування системи. Можна 
говорити тільки  про умовне закінчення згоряння, що відповідає моменту 
вигоряння основної маси розпорошеного палива. Цей момент залежить від 
швидкості випаровування і згоряння, а також від якості розпилювання палива, 
51 
 
зокрема від розмірів і кількості великих крапель. З рівнянь (2.2.9), (2.2.16) і 
(2.2.17) визначено тривалість згоряння палива за формулою (2.2.18). 
Вирази (2.2.19) і (2.2.20) визначають відносну швидкість випаровування 
палива. На ділянці впорскування (з моменту початку ϕн  до кінця вприскування 
ϕк.в ), до визначеного конкретного моменту часу τ в циліндр надійде G кілограм 
палива, середня масова швидкість впорскування в інтервалі 0 ... τ буде 
дорівнює G/τ . Тут σ = G/G ц , σ і = Gі/G ц - частки циклової порції палива Gц , 
поданого в циліндр і випаровувавшогося до даного часу. У момент закінчення 
впорскування τ = τвпр, σ = 1, σ/τ = 1/τвпр. Після τвпр  швидкість випаровування 
палива визначиться як швидкості випаровування при умовно продовженому 
впорскуванні за вирахуванням швидкість випаровування уявних крапель, що 
надійшли після τвпр. 
dx
Швидкість тепловиділення при згорянні, , може задаватися різними 
dϕ
способами. Зокрема, можливе завдання цієї величини на підставі раніше 
отриманих експериментальних даних [3]. З урахуванням відмінності 
технохімічних властивостей палив використовуються математичні вирази і 
критеріальні залежності, запропоновані А.С. Лишевским і уточнені 
Н.Ф. Разлейцевим стосовно швидкохідних форсованих дизелів. На підставі 
цих даних визначаються константи випаровування палива і по кінетичним 
рівнянням випаровування і вигоряння розпиленого палива розраховуються 
характеристики тепловиділення на ділянках впорскування, розвиненого 
дифузного горіння і догоряння. 
Період подачі палива. Згоряння в цьому періоді відрізняється спалахом 
парів палива, які утворилися за період затримки запалення, швидким 
прогріванням і активацією зони навколо факела палива, наявністю в системі 
загальмованих випаровувань крапель, охоплених полум'ям, а також рухомих 
крапель, що знаходяться в стадії прогріву і початкового випаровування, 
безперервним відновленням зазначених умов за рахунок надходження нових 
порцій палива, накопиченням в системі продуктів неповного згоряння. 
Швидкість вигоряння на цій ділянці лімітується в основному випаровуванням 
52 
 
палива, що впорскується. На підставі [5] відносна швидкість згоряння палива 
на цій ділянці визначається за формулою (2.2.22). 
Тут перший доданок характеризує швидкість вигоряння парів палива, 
які утворилися за період затримки запалення; другий - швидкість згоряння 
частини парів палива безпосередньо в момент їх утворення після закінчення 
періоду затримки запалення (ця швидкість пропорційна швидкості 
випаровування палива dσі/dτ); третє - швидкість догоряння парів палива і 
продуктів неповного згоряння, не вигорівших до даного моменту часу (за 
винятком парів палива, які утворилися за період затримки запалення і 
враховуються першими складовими). 
Розрахункова повна концентрація палива 
[A]0 = Gц / mтV  (2.2.54) 
де Gц - циклова подача палива; mт - молекулярна маса палива; V - об'єм 
циліндра. 
Поточна концентрація парів палива 
[A] = [A]0 (σ и − x) (2.2.55) 
Тут σі - частка циклової порції палива, що випарувалася до зазначеного 
моменту часу. 
Початкова концентрація активних центрів прийнята пропорційною 
кількості парів палива σui , що утворилися за період затримки запалення, і часу 
їх перебування в циліндрі, відраховується від початку впорскування палива: 
n0 = k[A]0σ иie
ϕ0τ  (2.2.56) 
Підставляючи наведені вище вирази величин в формулу (2.2.22), 
отримуємо кінетичне рівняння динаміки тепловиділення на ділянці подачі 
палива 
�������� ����
� � = ���� ц  ���� {������������(���� ����)}(���� − ���� )до����0=����и����
�������� 0 ���� и���� 0 и���� 0 от����0=0 + 
1 в
(2.2.57) 
��������
+���� и ����
+ ���� ц (
�������� 2 ���� ����и − ����)(���� − ����), 
����
де ����0, ����2– - коефіцієнти пропорційності А0 , А2 залежать в основному від 
технохімічних характеристик палива і конструктивних особливостей камери 
53 
 
згоряння; ����в - обсяг циліндра в момент займання. На підставі [5] 
A 5 3 . 
0 =(2−4)⋅10  м /(кг с); ϕ0 = 5900 - 6200; для швидкохідного двотактного 
двигуна A 0,5 3 .
2 =25n  м /(кг с), для чотиритактних дизелів з нероздільною 
камерою згоряння: високообертових - A =20n0,5
2 , середньообертових - 
A2 =15n0,5 , де n - частота обертання колінчастого валу. Наступні значення 
використовувалися для моделювання: A 0 = 2.40 5 , ϕ 0 = 6100, A =20n0,5
2 . 
Коефіцієнт повноти згоряння палива ψ враховує, що частина парів 
палива знаходиться за межами займистості і в процесі хімічних перетворень 
утворюються продукти неповного згоряння палива. Згідно [ 5 ] 
ψ =1− A dx
1 ;  
dτ (2.2.58) 
де А 1 - приймається постійним, незалежно від режиму роботи двигуна. 
На підставі обробки опублікованих результатів газового аналізу по ходу 
згоряння в швидкохідних дизелях [5], можна прийняти А 1 = 0,0005 ... 0,0010. 
Рівняння згоряння палива на ділянках розвиненого горіння і догорання. 
На цих ділянках повну концентрацію палива встановлюємо згідно виразу 
(2.2.54), а поточну концентрацію незгорілого палива - за рівнянням 
[����] = [����]0(1− ����) (2.2.59) 
Фактор автоприскорення хімічних реакцій характеризується вже 
повною концентрацією палива 
����2 = 2����[����]0(1 − ����)���� (2.2.60) 
На підставі виразів (2.2.21), (2.2.31) маємо 
��������
�������� = 2��������[����]0(1 − ����)���� (2.2.61) 
Згідно [53], це рівняння аналогічно узагальненому рівняння динаміки в 
дизелях, задовільно узгоджується з експериментальними характеристиками 
тепловиділення після закінчення впорскування. Тому в якості розрахункового 
рівняння для відносної швидкості вигоряння палива на ділянці розвиненого 
горіння і догорання визначиться за формулою (2.2.21). Ця залежність враховує 
особливості хімічної кінетики автокаталітичних реакцій і характеристики 
54 
 
турбулентної дифузії, сумарно виражаються поточному значенням 
коефіцієнта надлишку повітря в зоні полум'я. Тут ����3 - коефіцієнт 
пропорційності; ����т - частка циклової порції палива, що не згоріла до моменту 
відкриття випускних клапанів (недопал палива). 
Коефіцієнт αт  характеризує поточне значення коефіцієнта надлишку 
повітря в визначальній зоні горіння, швидкість згоряння в одиниці об'єму якої 
дорівнює середній швидкості у всьому об`ємі циліндра. Згідно [ 5 ] 
α ξ
= в α
т x  (2.2.62) 
де α - розрахункове (кінцеве) значення коефіцієнта надлишку повітря 
для згоряння палива; ξВ - ступінь використання повітря в циліндрі для 
згоряння. 
Як було показано в [53], можна знайти залежність 
 ϕ  2 −h2 2
ξв = f   =1− c hϕ e ϕ z  
ϕ  в z (2.2.63) 
z  π
Для визначення коефіцієнтів рівняння (2.2.63) скористається гранична 
умова: 
При ϕz =ϕz0  ξв =ξв0 , де ϕz0 , ξв0 ,  координати мінімуму функції 
ξв = f (ϕz ). Похідна цієї функції     
dξ 2 2 2
в −h ϕ  
= cвhϕ z e z
2h2ϕ 1
dϕ z − 
ϕ  (2.2.64) 
z π  z   
dξ  
При ϕz =ϕz0  в =0 , отже 2h2 1
 ϕz0 − =0 , звідси  
dϕz  ϕz0 
h 0,707
=
ϕ z0  (2.2.65) 
Коефіцієнт пропорційність cв  знаходиться з рівняння (2.2.61) з 
урахуванням формули (2.2.63) при постановці координат мінімуму кривої ξв  : 
c (1−ξв )
в = ,
0,485  (2.2.66) 
На базі даних отриманих в результаті рішення рівняння (2.2.22) і (2.2.23) 
визначається загальна частка вигорілого палива за виразом (2.2.4). 
  
55 
 
Побудова індикаторної діаграми. 
Для побудови індикаторної діаграми використовуються рівняння (2.2.5 
... 2.2.9), представлені в алгебраїчному вигляді шляхом заміни диференціалів 
на еквівалентні їм кінцеві прирости. Основою заміни є уявлення диференціала 
кута повороту колінчастого валу dφ кінцевим збільшенням кута Δφ , яке 
вибирається досить малим - від 1 до 3 градусів повороту колінчастого валу, що 
є загальноприйнятим і часто використовується при вирішенні подібного роду 
завдань [8]. Диференціал збільшення маси заряду в циліндрі dM замінюється 
кінцевим збільшенням цієї маси. Величина ΔМ визначається з (2.2.6) як 
функція збільшення кута повороту колінчастого валу Δφ , Оскільки в (2.2.6) 
диференціал часу dτ замінюється на ∆τ = ∆ϕ / 6n . Подібно диференціалу маси, 
диференціали всіх інших параметрів в рівняннях (2.2.33) - (2.2.34) подаються 
у вигляді збільшень по Δφ. Отримана таким чином система алгебраїчних 
рівнянь вирішується ітераційним методом.  
Так, для ділянки стиснення вихідне диференціальне рівняння набуде 
вигляду 
∆p 
= p k
∆M k ∆V 2 (k 1) D / 2+ H K (T T )
+ + w
∆ϕ  M∆ϕ V∆ϕ 3 DH n  (2.2.67) 
 , 
де �������� визначається по (2.2.39); ΔM встановлюється за рівнянням (2.2.6). 
����
Якщо не враховувати втрати маси робочого тіла через нещільності (рамки 
кілець, порушення герметичності клапанів), то ΔM = 0 і рівняння (2.2.67) буде 
спрощене 
∆p p k ∆V 2 (k 1) D / 2+ H K (T T )
= + w
∆ϕ  V∆ϕ 3 DH n  (2.2.68) 
  , 
Температура в циліндрі знаходиться з рівняння стану (2.2.44). Газова 
стала повітря R повинна визначатися з урахуванням поточного складу газу в 
циліндрі. Показник адіабати k в (2.2.68) також повинен коригуватися в 
залежності від складу газу. 
З рівняння (2.2.68) видно, що для визначення величини збільшення 
тиску, необхідно знати значення середнього тиску на виділеному інтервалі 
часу, який визначається збільшенням Δφ. У той же час на початку 
56 
 
моделювання маємо тільки значенням кінцевого тиску на попередньому 
інтервалі pi -1 . Це тиск або задається в початкових умовах або є результатом 
попереднього моделювання. 
При моделюванні індикаторної діаграми зручно застосувати 
модифікований метод Ейлера, як найбільш простий і досить ефективний [11]. 
Метод застосовується на кожному кроці інтегрування і, крім того, його 
застосовують по завершенні підсумовування для всього циклу. Для 
визначення приросту тиску на кожному кроці в Відповідно до цього методу 
слід визначити спочатку значення (∆p / ∆ϕ)i−1  в першому наближенні, 
приймаючи при всіх обчисленнях за діюче значення тиску p , тиск лівого краю 
інтервалу – pi−1 . Тоді тиск правого краю інтервалу в першому наближенні, p*
i
, визначиться з виразу               
p* p ∆p
i = i−1 + ( )i−1∆ϕ∆ϕ 2.2.69 
 . 
Далі слід виконати аналогічну процедуру для визначення (∆p /∆ϕ)i  в 
другому наближенні, в якому за чинне тиск приймається p*
i  -тиск правого 
краю інтервалу, обчислене в першому наближенні. 
Після цього визначається середня швидкість зміни тиску на інтервалі 
∆p (∆p /∆ϕ) + (∆p /∆ϕ)
= i−1 i
∆ϕ 2 2.2.70 
 . 
Тиск на правому краї інтервалу в другому наближенні 
p**
i = pi = pi−1 + ( ∆p )∆ϕ
ϕ 2.2.71 
∆  . 
Аналогічним чином трансформуються і вирішуються всі рівняння 
системи (2.2.33-2.2.37). 
При побудові індикаторної діаграми підсумовування відповідно до 
(2.2.68) виконується для всього циклу (720 °п.к.в. для 4-х тактного або 360  о 
п.к.в. Для 2-х тактного двигуна). 
57 
 
Система рівнянь, що моделюють робочий цикл двигуна, повинна бути 
доповнена рівнянням стану робочого тіла в циліндрі, і рівняннями, на основі 
яких знаходяться збільшення всіх членів рівнянь зазначеної системи. У такому 
вигляді ця система є замкнутою і можливо розв'язати щодо невідомих 
параметрів. 
Початкові і граничні умови для системи рівнянь моделі турбопоршневий 
двигуна при роботі на різних паливах. 
Для визначення параметрів турбопоршневий двигуна при роботі на 
різних паливах за розглянутою вище моделі повинні бути задані наступні 
початкові умови: рs - тиск в повітряному ресивері; Ts - температура повітря в 
повітряному ресивері. 
У математичної моделі використовуються наступні параметри: 
- циклова доза, gц і елементний склад палива;        
- температура охолоджуючої води, Tw ;        
- геометричні параметри робочого циліндра двигуна;        
- ступінь стиснення двигуна, ε;        
- кінематичні параметри кривошипно-шатунного механізму;        
- геометричні параметри органів газорозподілу;        
- кінематичні параметри механізму газорозподілу;        
- коефіцієнти рівнянь, що описують закон зміни швидкості 
тепловиділення при згорянні ��������/�������� ; 
- термічні опори стінок камери згоряння;        
- коефіцієнти закінчення і геометричні характеристики каналів;        
- відношення тисків перед двигуном і перед турбіною, рs/рg.     
Крім того, використані обмеження по допустимих змін допустимих 
значень наступних параметрів: 
- потужність двигуна, N e , 
- частота обертання колінчастого валу двигуна, n, приймаються 
постійними; pz - максимальний тиск згоряння; Tz - максимальна температура 
згоряння; Tg - температура газів перед турбіною.     
 
58 
 
2.3 Уточнення математичної моделі згоряння палива, насиченого 
водневою добавкою 
Для вирішення широкого класу задач чисельного моделювання робочих 
процесів на ПК доцільно йти шляхом створення універсальних алгоритмів, що 
дозволяють гнучко реагувати на зміну конструктивних параметрів двигуна, 
складу паливо-повітряної суміші, а також структури моделей різних процесів, 
що відбуваються в циліндрі двигуна. У зв'язку з цим представляється 
раціональної розробка модульного програмного забезпечення, що дозволяє 
легко будувати ту чи іншу чисельну модель робочого процесу [13, 14]. 
Розглянутий алгоритм реалізований в програмі розрахунку створеної в 
середовищі MathCad. 
 
Рисунок 11 - Алгоритм реалізації математичної моделі 
59 
 
2.4 Математичний опис впливу вмісту водню на показники згоряння  
 
Для уточнення математичної моделі процесу згоряння палива з малими 
домішками водню необхідно врахувати поправочний коефіцієнт, який 
відображає вплив водню як добавки в дизельному паливі. 
Виходячи з математичної моделі робочого циклу Н.Ф. Разлейцева, що є 
досить ефективною для двигунів, які працюють на традиційному паливі, 
оскільки вона включає великий обсяг експериментальних даних з різних типів 
двигунів, для підвищення точності цієї моделі потрібно внести коригування. 
Це стосується рівняння для середнього діаметра крапель розпиленого палива 
з урахуванням фізико-хімічного впливу домішок водню. 
За допомогою експериментальних даних, отриманих у третьому розділі 
цієї дисертації та з інших джерел, було проведено аналіз і обробка 
індикаторних діаграм та інших експериментальних результатів, що 
демонструють, як змінюються параметри тепловиділення при використанні 
малих домішок водню до основного палива. Враховано вплив таких 
параметрів, як масова частка водню, коефіцієнт надлишку повітря, та кут 
випередження впорскування. 
Аналіз впливу розчиненого водню в дизельному паливі був проведений 
за кількома ключовими параметрами: 
1. Вплив водневої добавки на коефіцієнт у рівнянні для середнього 
діаметра крапель розпиленого палива (��������); 
2. Вплив водню на тривалість згоряння палива (φ����); 
3. Вплив водню на коефіцієнт у рівнянні для швидкості випаровування 
великих крапель палива. 
Виходячи з рівнянь 2.2.14–2.2.17 і результатів обробки індикаторних 
діаграм, отриманих під час експериментальних досліджень, проведених у 
третьому розділі цієї дисертації, для розрахунків було прийнято, що вплив 
водню можна оцінити через зміни коефіцієнтів, які характеризують якість 
розпилення та утворення паливної суміші, а також на початкові етапи горіння 
60 
 
палива. Цей вплив повинен бути врахований в математичній моделі для 
досягнення високої точності розрахунків робочого циклу двигуна. 
Тиск уприскування визначає ступінь розпилювання палива, 
далекобійність факела та його розширення. Дисперсність розпилювання 
значною мірою впливає на динаміку випаровування палива в камері згоряння, 
що, у свою чергу, впливає на динаміку процесу згоряння. Кут конусності 
факела та його далекобійність визначають ефективність заповнення камери 
згоряння паливом. камери згоряння, тому ці фактори також впливають на 
процес згоряння.  
Спираючись на експериментальні дослідження інших авторів [3, 9, 11, 
14] та аналіз оброблених індикаторних діаграм, для уточнення змінного 
значення коефіцієнта в формулі середнього діаметра крапель розпиленого 
палива (��������) і коефіцієнта в розрахунку швидкості випаровування великих 
крапель палива, запропоновано використати наступні рівняння, що 
враховують відносну порцію водневої добавки: 
 
 ����`���� = �������� ∙ ���� 
 ����`���� = �������� ∙ ���� 
 ���� = 8����7Δ����3 − 162141Δ����2 − 26.194Δ����+1 
 
де (Δ���� = ��������) — масова частка водневої добавки, що враховує вплив 
водню на характеристики розпилення та випаровування палива. 
З урахуванням цієї поправки необхідно провести перевірку адекватності 
доопрацьованої математичної моделі, порівнюючи отримані результати з 
експериментальними даними, щоб підтвердити її точність і надійність для 
подальших розрахунків. 
  
61 
 
РОЗДІЛ 3.  
ПРАКТИЧНІ ОСНОВИ ПІДВИЩЕННЯ 
ЕКСПЛУАТАЦІЙНИХ ПОКАЗНИКІВ МІСЬКОГО АВТОБУСА 
З ВИКОРИСТАННЯМ ВОДНЕВИХ ДОБАВОК 
 
3.1 Загальна характеристика об’єкту прототипу 
 
Коротка технічна характеристика автобуса ХАЗ-3250.02 “АНТОН” (рис. 
12) 
Рисунок 12 - Габаритні розміри автобуса ХАЗ-3250.02 “АНТОН” 
Таблиця 1 - Основні дані автобуса 
Параметр Значення 
Клас автобуса малий 
Тип автобуса міський 
Тип кузова рамний 
Пасажиромісткість  
62 
 
Параметр Значення 
- Загальна кількість місць 35 
- В тому числі посадочних 19 + 1 
Габаритні розміри (мм) 6480 × 2262 × 2830 
Повна маса (кг) 6800 
Споряджена маса (кг) 4380 
Максимальне навантаження  
- Передня вісь (кг) 2440 
- Задня вісь (кг) 4360 
Витрата палива (л/100 км) 14-16 
Максимальна швидкість (км/год) 120 
Підвіска залежна, ресорна 
Двері  
- Пасажирські з пневмоприводом 
- Запасні з пневмоприводом 
 
3.2 Історія автобусу ХАЗ-3250.02 “АНТОН” 
 
ХАЗ-3250 "Антон" — це компактний і комфортний автобус малого 
класу, спеціально розроблений для міських перевезень і подорожей на середні 
відстані. Після презентації на виставці SIA'2005 в Києві експериментальної 
моделі ХАЗ-2201, що була побудована на китайському шасі Nissan Dong Feng, 
і проведення необхідних доопрацювань, цей автобус було запущено у серійне 
виробництво концерном "Анто-Рус" у січні 2006 року під новим індексом 
ХАЗ-3250. Окрім того, автобус отримав назву "Антон". 
 
63 
 
3.3 Опис моделі 
 
ХАЗ-3250 — це класичний автобус малого класу вагонної компоновки, 
що розрахований на перевезення пасажирів у межах міських і приміських 
маршрутів. Кузов цього автобуса змонтований на рамі китайського 
вантажного автомобіля Dong Feng. В залежності від модифікації, автобус може 
бути оснащений дизельними двигунами від Nissan Dong Feng або Cummins, які 
відповідають екологічним стандартам Euro-2. Підвіска автобуса є залежною, 
ресорною. 
 
3.4 Модифікації автобуса ХАЗ-3250 
 
3250.01 - приміська модифікація, що стала родоначальником модельного 
ряду, має одну автоматичну пасажирські двері і ручну аварійні двері в 
задньому звисі. Автобус обладнаний напівм'якими кріслами з високими 
нерегульованими підголівниками. Двигун - Nissan Dong Feng. 
3250.02 - міська модифікація, що має дві автоматичні двері, обладнана 
сидіннями міського типу. Двигун - Nissan Dong Feng. 
3250.11 - автобус, призначений для перевезення школярів. На відміну від 
базової модифікації він має невеликі зручні крісла для дітей, нижчі сходинки 
на вході в салон, а також додаткові поручні і кнопки виклику водія. Як і в 
приміській модифікації, в салон веде одна автоматична і одна ручна аварійна 
двері. Двигун - Nissan Dong Feng. 
3250.21 - приміська модифікація з подовженим заднім звісом, має одну 
автоматичну пасажирські двері і ручну аварійні двері. Автобус обладнаний 
напівм'якими кріслами з високими нерегульованими підголівниками. Двигун 
- Cummins. Автобус ХАЗ-3250.21 розроблений і запущений у серійне 
виробництво в 2007-му році. Цікаво, що на офіційному сайті заводу 
інформація про цю модифікації відсутня, в той час як ряд компаній-дилерів 
пропонують її в своїх прайс-листах. 
64 
 
3250.22 - міська модифікація з подовженим заднім звісом, що має дві 
автоматичні двері. Обладнана сидіннями міського типу. Двигун - Cummins. 
Автобус ХАЗ-3250.22 розроблений і запущений у серійне виробництво в 2007 
році. 
3250.23 - міжміська модифікація з подовженим заднім звісом. Передні 
двері - з автоматичним приводом, задня, аварійна - з ручним. На відміну від 
інших модифікацій, даний автобус обладнаний кондиціонером і м'якими 
регульованими сидіннями, також він має вклеєні стекла. Двигун - Cummins. 
Ця модифікація цікава тим, що вона є першою спробою заводу вийти на ринок 
міжміських автобусів малої місткості. Модифікація розроблена і запущена в 
серійне виробництво в 2007 році. 
 
3.5. Технічна характеристика двигуна. Опис конструкції 
 
3.5.1 Загальна характеристика двигуна 
Силовий агрегат 4ЧН 10.2/12 (табл. 2) для автобуса ХАЗ-3250 “АНТОН” 
поперечного розташування складається з двигуна, зчеплення, коробки передач 
з головною передачею та диференціалом.  
Таблиця 2 - Технічна характеристика двигуна 4ЧН 10.2/12 
Технічні характеристики Параметр 
Марка двигуна 4ЧН 10.2/12 
Тип двигуна дизельний 
Вид палива дизель 
Число тактів 4 
Число циліндрів 4 
Розташування циліндрів рядне 
Порядок роботи циліндрів двигуна 1-3-4-2 
Діаметр циліндра, мм 102 
65 
 
Хід поршня, мм 120 
Робочий об’єм двигуна, л 3.900 
Ступінь стиску 14 
Номінальна потужність, кВт 80 
Максимальна частота обертання 
3000 
колінчатого валу, хв-1 
Максимальний обертовий момент, 
307 
Н·м  
Частота обертання, котра відповідає 
максимальному обертовому моменту, 2300 
хв-1 
Мінімальна частота обертання 
700 ± 50 
холостого ходу, хв-1 
Мінімальна питома витрата палива, 
0,245 
кг/кВтч к(г/к.с.·ч), 
 
3.5.2. Опис систем двигуна 
3.5.2.1 Паливна система  (рис. 13) 
У двигуні використовується паливна система із загальним 
паливопроводом високого тиску і з електронною системою управління. 
Система з паливопроводом високого тиску складається з 4 основних 
елементів: шестеренного паливного насоса, насоса високого тиску, загального 
паливопроводу високого тиску і форсунок. Насос високого тиску подає паливо 
в загальний паливопровід високого тиску незалежно від частоти обертання 
двигуна. Паливо під високим тиском накопичується в цьому паливопроводі, 
звідки воно постійно подається у форсунки. Модуль ЄСМ регулює подачу 
палива і момент упорскування включенням форсунок. 
У контур низького тиску паливної системи на деяких двигунах входять 
пластина охолодження паливом модуля ЄСМ і/або електричний насос, що 
66 
 
підкачує. Автомобільні та промислові двигуни з пластиною охолодження 
модуля ЄСМ виконані так, що паливо подається до цієї пластині з боку 
комплектного устаткування. Після виходу з цієї пластини воно може 
потрапити в електричний насос, що підкачує (за наявності). Такі двигуни 
виконані по іншому: в них паливо проходить спочатку через підкачуються 
насос, а потім потрапляє до пластині модуля ЄСМ. 
 
 
Рисунок 13 - Схема паливної системи двигуна без електропідкачуючого 
насоса: 
1 - від паливного бака, 2 - вологовіддільник (не встановлюється на 
двигуні),3 - пластина охолодження модуля ЄСМ,4 - до шестерні паливного 
насоса,5 - до паливного фільтра,6 - головка паливного фільтра,7 - паливний 
фільтр,8 - до насоса високого тиску,9 - насос високого тиску,10 - до 
загального паливопроводу високого тиску,11 - загальний паливопровід 
високого тиску,12 - до форсунок,13 - фітинг магістралі високого тиску,14 - 
форсунка,15 - злив палива від форсунок і загального паливопроводу високого 
тиску до головки паливного фільтра,16 - злив палива від насоса високого 
тиску до головки паливного фільтра,17 - зливний паливний колектор,18 - до 
паливного бака. 
 
67 
 
3.5.2 Система змащення двигуна 
 
Рисунок 14 - Схема змащення двигуна 
1 – масляний насос, 2 – трубка подачі масла, 3,4 – регулятор перепуску 
масла, 5 – вхід масла в фільтр, 6 – реверс масла, 7 – корпус, 8 – регулятор, 9 
– перекритий канал, 10 – відкритий канал, 11 – вхід в фільтр, 12 – корпус 
фільтра, 13 – вихідний отвір фільтра, 14 – вихід масла 
 
Масло потрапляє в систему змащення через забірну трубку, після чого 
проходить через ексцентрично-гвинтовий масляний насос. Під тиском масло 
надходить у кришку маслоохолоджувача, де розташований клапан 
регулювання тиску, налаштований на 414 кПа (60 фунтів на квадратний 
дюйм). Надлишкове масло повертається до вхідної частини масляного насоса 
(для двигунів об'ємом 3,9 і 5,9 л) або в піддон картера (для двигунів об'ємом 
4,5 і 6,7 л). Основний потік масла продовжує рух через маслоохолоджувач до 
перепускних клапанів масляного фільтра, який відкривається, якщо перепад 
тиску на фільтрі перевищує 345 кПа (50 фунтів на квадратний дюйм). Після 
фільтра масло надходить у магістраль турбонагнітача, канал подачі масла до 
форсунок і основну масляну магістраль через свердління між циліндрами № 1 
і 2. 
 
68 
 
Головний масляний канал проходить через увесь блок циліндрів з боку 
паливного насоса. Через цей канал масло подається до корінних підшипників 
і колінчастого валу. Від корінних підшипників масло йде до шийок/втулок 
розподільного валу і форсунок охолодження поршнів (якщо вони є). Через 
канал у колінчастому валу масло потрапляє до шатунних підшипників. До 
головки циліндрів масло надходить через вертикальні канали головної 
масляної магістралі через прокладку головки циліндрів. Далі ці канали ведуть 
до свердлень в опорах коромисел, через які масло постачають до осей 
коромисел, гнізд штанг штовхачів і подушок крейцкопфа. Другий головний 
масляний канал проходить через увесь блок циліндрів з боку 
маслоохолоджувача і подає масло до форсунок охолодження поршнів (за 
наявності). 
 
3.5.3 Система охолодження  
Система охолодження призначена для підтримки робочої температури 
двигуна на необхідному рівні. Частина тепла, створюваного в двигуні, 
поглинається охолоджувальною рідиною, що проходить через канали в блоці 
і голівці циліндрів. Потім це тепло відбирається від охолоджуючої рідини 
повітрям, коли вона проходить через радіатор. 
 
Рисунок 15 - Схема охолодження двигуна 
69 
 
 
Охолоджуюча рідина надходить до водяного насоса, який створює 
необхідний тиск у системі охолодження. Далі вона проходить через 
маслоохолоджувачі і потрапляє в сорочку охолодження циліндрів. 
Охолоджуюча рідина проникає через отвори у верхній частині блоку циліндрів 
і прокладки головки циліндрів. Ці отвори розташовані навколо кожного 
циліндра та між ними. Потім рідина надходить у головку циліндрів, обтікаючи 
перемички клапанів і місця розташування форсунок. 
Далі охолоджуюча рідина рухається до випускних каналів у головці 
циліндрів, проходить через місця приєднання до комплектуючих і до корпусу 
термостата. Поки двигун не досягне температури відкриття термостата, рідина 
циркулює через відкритий перепускний канал до водяного насоса. Як тільки 
двигун прогріється до температури відкриття термостата, він відкривається, і 
охолоджуюча рідина починає проходити через радіатор. При цьому 
перепускний канал, через який рідина потрапляла до водяного насоса, 
закривається. 
 
3.5.4 Система впуску 
 
Рисунок 16 - Схема повітропостачання: 
1 - вхід повітря в турбонагнітач, 2 – перехід від турбонагнітача до 
охолоджувача наддувочного повітря, 3 - охолоджувач наддувочного 
повітря, 4 - впускний колектор (вбудований в головку блоку циліндрів), 5 - 
впускний клапан 
70 
 
 
Система повітропостачання складається з: 
повітряний фільтр; 
впускний повітрєпровід; 
турбонагнітач; 
трубопровід наддувочного повітря; 
охолоджувач наддувочного повітря; 
випускний колектор; 
нагрівач впускної системи. 
 
3.5.5 Система випуску 
 
Рисунок 17 - Схема системи випуску 
1 - випускний клапан, 2 - випускний колектор, 3 – турбонагнітач, 4 - 
випускний патрубок турбонагнітача 
 
71 
 
3.5.6 Електрообладнання 
 
Рисунок 18 - Схема електрообладнання 
1 - акумуляторні батареї, 2 – стартер, 3 – генератор, 4 - проміжне реле 
включення стартера, 5 - пусковий вмикач, 6 - електропроводка 
 
3.5.7 Ресурс і гарантії виробника.  
Ресурс до першого капітального ремонту агрегату при установці його на 
легковий автомобіль, використовується в умовах 1-ої категорії експлуатації, за 
умови дотримання всіх правил, вказаних в керівництві з експлуатації, не 
менше 175 000 км пробігу. Протягом зазначеного періоду допускається заміна 
покупних виробів, ресурс яких, встановлений технічною документацією 
підприємств-постачальників і стандартами, менше ресурсу агрегату.  
Гарантійний термін експлуатації: для заводського агрегату - не менше 
гарантійного терміну експлуатації автомобіля, на якому він встановлений, для 
двигунів і коробок передач поставляються в запасні частини - 12 місяців або 
не більше 50 000 км пробігу при дотриманні споживачем правил, зазначених в 
керівництві по експлуатації автомобіля. 
 
 
72 
 
3.6 Основні розрахунки двигуна 
 
3.6.1. Розрахунок робочого циклу двигуна 
3.6.1.1. Вихідні дані для розрахунку циклу двигуна. 
Процеси, які здійснюються в робочому циліндрі, внаслідок складних 
взаємозв'язків між параметрами і фізичними явищами, а також через змінність 
об'єму циліндра дуже складні. Тому в розрахунках звичайно прибігають до 
визначених спрощень опису фізичних явищ, що дозволяє використовувати 
загально відомі положення технічної термодинаміки. 
Зміна параметрів у процесах циклу залежить як від конструктивних 
особливостей двигуна, наприклад, дійсного ступеня стиску, так і від 
параметрів у колекторах, що залежать від особливостей систем 
повітропостачання і газовідводу. 
Розрахунок власне циклу зводиться до визначення параметрів 
наприкінці відповідних процесів, починаючи з процесу наповнення, 
розрахунку параметрів, що характеризують цикл у цілому – індикаторних 
показників двигуна; побудов і теоретичної індикаторної діаграми. Крім того, 
проводять розрахунок параметрів, що характеризують роботу двигуна в 
цілому – ефективних показників двигуна. 
Цикл розраховується для номінального режиму роботи двигуна. 
Розрахунок робочого циклу двигуна виконується за допомогою ЕОМ. 
Для розрахунку робочого циклу необхідно вибрати ряд вихідних 
параметрів, які приводяться в табл 3.2. 
Вибір кількості вихідних даних залежить від прийнятої схеми 
розрахунку робочого циклу, а правильність прийнятих даних істотно впливає 
на точність кінцевих результатів розрахунку. 
З технічних характеристик двигуна маємо: 
Діаметр циліндра, Dц = 0,102 м; 
Хід поршня, S = 0,12 м; 
Число циліндрів, і = 4; 
73 
 
Ефективна потужність двигуна, Ne = 80 кВт; 
Частота обертання колінчастого валу, n = 2500 хв-1; 
Питома ефективна витрата палива, ge = 0,245 кг/(кВт·год); 
Ступінь стиску, ε = 14; 
Коефіцієнт тактності, z = 0,5. 
Параметри навколишнього середовища 
Тиск навколишнього середовища, Ро = 0,1 МПа; 
Температура навколишнього середовища, То = 293 К. 
Таблиця 3 - Початкові дані 
Параметри, умовне позначення та одиниці Розрахункова Чисельне 
вимірювання формула чи значення 
Очікувана питома ефективна витрата палива По даним  заводу 
0,245 
ge, кг/(кВтгод.) виробника 
Коефіцієнт тактності z  0,5 
По даним заводу 
Частка втраченого ходу ψ s  0,08 
виробника 
Коефіцієнт надлишку повітря при згоранні По даним заводу 
2 
палива αl виробника 
По даним заводу 
Коефіцієнт продуванняϕa  1,25 
виробника 
По даним заводу 
Коефіцієнт залишкових газів GMR 0,04 
виробника 
По даним заводу 
Температура залишкових газів Tr. K 750 
виробника 
Коефіцієнт наповнення циліндра ηH  Прийнято  0,86 
Коефіцієнт падіння тиску при впусканні 
Прийнято  0.98 
повітря у циліндр ка 
Підігрів повітря об стіни циліндра ∆T. K Прийнято  5 
По даним заводу 
Ступень стисненняε  14 
виробника 
74 
 
Показник політропи (перше наближення) 1,35 
стиснення n1 Прийнято  1,25 
Розширення n2  
 Коефіцієнт використання теплоти у точці «z»
Прийнято  0,85 
ξ z  
Ступінь підвищення тискуλ  Прийнято  1,3 
Коефіцієнт використання теплоти в точці «b»
Прийнято  0,9 
ξb  
Максимальна температура у циліндрі Tz. K 
Прийнято  2000 
(в першому наближенні) 
Температура газів в циліндрі в кінці процесу 
Прийнято  1000 
розширення Tb. K (в першому наближенні) 
Коефіцієнт округлення індикаторної діаграми
Прийнято  0,96 
ϕд  
По даним заводу 
Механічний ККД двигуна ηм  0,77 
виробника 
Склад палива:  
Кількість вуглецю C, кг 0,866 
Кількість водню H, кг Прийнято  0,13 
Кількість сірки S, кг 0 
Кількість кисню O, кг 0,004 
Кількість води W  0 
Коефіцієнт урівняннях середньої теплоємності  
чистого повітря та чистих продуктів згоряння:  
аv′ , кДж (кмоль∙К) 19,26 
Прийнято  
av′′
20,47 
, кДж (кмоль∙К) 
0,0025 
b , кДж (кмоль∙К) 
0,0036 
b′′ , кДж (кмоль∙К) 
 
 
75 
 
Розрахунок процесу наповнення циліндра. 
Розрахунок полягає у визначенні тиску і температури наприкінці 
наповнення, а також коефіцієнта наповнення. 
Результати розрахунку представлені в табл. 4 
Таблиця 4 - Розрахунок процесу наповнення 
Параметр Розрахункові формули або Числове 
Джерело одержання данних значення 
Необхідний тиск повітря в g ⋅ N ⋅α ⋅T
0,872 ⋅10−4 e e z
2
надувному колекторі рк, МПа Du ⋅ S ⋅ i ⋅ηм ⋅ n
0,183 
 
Тиск у циліндрі на початку Ka ⋅ pk  0,179 
стиску ра, МПа 
Температура  на початку T
T = k + ∆T + γ гТ г
a 341,34 
стиску Та, К 1+ γ г  
Коефіцієнт н аповнення ε Р
⋅ а Τ
⋅ к 1
циліндра ηн ε −1 Рк Τ (1+ γ ) ⋅ (1−ψ ) 1,03 
а r s  
 
 
Розрахунок процесу стиснення 
Процес стиснення повітря в циліндрі двигуна відбувається при русі 
поршня від нижньої мертвої точки (НМТ) до верхньої мертвої точки (ВМТ). 
Основною метою цього процесу є підвищення температури повітря в циліндрі 
для забезпечення самозаймання вприскуваного палива (суміші) та 
ефективного його спалювання. 
На практиці процес стиснення є політропним з перемінним показником 
ступеня стиску (����1), який змінюється по ходу поршня. Для спрощення 
розрахунків робочого процесу стиску приймається, що процес відбувається за 
політропною лінією з умовним середнім значенням (����1 = ��������������������). Це 
припущення дозволяє отримати таку ж кількість роботи на лінії стиску, як і 
при дійсному значенні показника ступеня стиску. 
 
76 
 
Результати розрахунку представлені в табл. 5 
Таблиця 5 - розрахунок процесу стиску 
Розрахункові формули або Числове 
Параметр 
джерело одержання даних значення 
Коефіцієнт врівнянні 20,47γ r +19.26[α(1+ γ r )− γ r ] 19,28 
середньої ізохорної α(1+ γ r )   
теплоємності заряда на 0,0036γ r + 0,0025[α(1+ γ r )− γ r ]
α(1+ γ ) 0,0025 
лінії стиску: r  
 
аvc, кДж/(кмоль∙К) 
bc, кДж/(кмоль∙К) 
Середній показник  1,35 
політропи 
8,314
+1 1,37 
Стиску n1 (визначається a + b T (1+ ε n1−1
vc c a )  
методом послідовних 1,37 
наближень)  
 
Iе наближення  
IIе наближення 
IIIе наближення 
Через те, що різниця значень 
показника n1 політропи 
стиску в III i II наближення 
не перевищує         ± 0,005, 
останнє значення n1 
приймається як остаточне 
Тиск наприкінці стиску Pc = Pa ⋅ ε
n1 6,31 
 
рс, МПа 
n =1
Температура наприкінці T 1
c = Ta ⋅ ε  906,26 
стиску Тс,К 
 
77 
 
Розрахунок процесу згоряння в двигуні полягає в аналізі горіння 
розпилюваного палива, що впорскується в циліндр. Процес згоряння полягає 
в окислюванні компонентів палива з виділенням теплоти, яку потрібно 
максимально ефективно використовувати. Для цього необхідно розрахувати 
кількість повітря, необхідну для повного згоряння 1 кг палива, коефіцієнт 
молекулярної зміни, середні мольні теплоємкості, нижчу теплоту згоряння 1 
кг палива, а також ступінь підвищення тиску і максимальну температуру в 
процесі. 
У першому наближенні для температури (��������) приймається значення, яке 
гарантує, що температура не перевищить 2000 К, оскільки при більш високих 
температурах (>2000 К) відбувається небажана дисоціація газів.  
Результати розрахунків наводяться в таблиці 6. 
Таблиця 6 - Розрахунок процесу згоряння 
Розрахункові формули або Числове 
Параметр 
джерело одержання даних значення 
Теоретично необхідно, 1  C H S O   
кількість повітря для  + + − 
0,2112 4 32 32
згоряння 1кг палива L0,   0,4978 
кмоль/кг  
Дійсна кількість повітря,   
необхідна для згоряння 1кг 
палива L, кмоль/кг α ⋅ L 0,995 
0  
  
Хімічний коефіцієнт 8H +O 1,032 
молекулярної зміни β0  1+
32L   
 
Дійсний коефіцієнт молеку- β0 + γ r 1,03 
лярної зміни β 1+ γ r   
 
Коефіцієнт молекулярної β −1 1,029 
зміни в точці z, βz 1+ 0 X
1+ γ z
к   
 
8H + o 0,0655 
Постійна палива k 32L0   
78 
 
Коефіцієнти врівнянні   
середньої ізохорної 
теплоємності газів у точці   
z: 20,47[(1+k )kz +γ r ]+19,26[α (1+γ r )−(xz +γ r )] 20,515 
avz,кДж/(кмоль∙К) α(1+ γ r )+ kхz   
   
bz , кДж/(кмоль∙К) 0,0036[(1+k )kz +γ r ]+ 0,0025[α (1+γ r )−(x +γ 0,003 
z r
 α(1+ γ r )+ kхz  
 
Коефіцієнти  врівнянні   
середньої ізохорної 
теплоємності газів у точці 20,47[(1+k )+γ r ]+19,26[(α −1)⋅(1+γ r )] 20,53 
b: α(1+ γ r )+ k   
avb,кДж/(кмоль∙К)   
 0,0036[(1+k )+γ r ]+ 0,0025[(α −1)⋅(1+γ )] 0,003 
r
bb, кДж/(кмоль∙К) α(1+ γ r )+ k  
Нижча теплота згоряння 418,7[81С + 300Н − 26(O − S )− 6(9H +W )] 42716,6 
палива, Qн, кДж/кг  
  
Нижча теплота згоряння QH +αL0 (1+ γ r )[βZ (α vc + bz + bzT0 )− (α vc + bcT0 )]T0 42939,52 
палива, приведена до  
абсолютного нуля Qн',   
кДж/кг  
 
Постійні в   
рівняннізгоряння: 1 ξ zQH′ [a 62501,1 
С ( )  + vc + b T + γ (a + b T )+] +
β z 1+ γ L c c r vb b c
r    
 (1+ γ r )8,314 ⋅ λTc  0,003 
В B=bz 28,64 
А 8.314+avz 
Максимальна температура в  
циклі Тz, К ;розв'язується  1804,3 
методом послідовних C
наближень: 1835,4 
A + B ⋅Tz  
І наближення 1830,39 
 
II наближення  
 
ІІІ наближення 
Максимальний тиск в λ ⋅Pc
циліндрі рz,  МПа  12,62 
79 
 
   
Розрахунок процесу розширення  
Основний робочий хід поршня здійснюється при розширенні продуктів 
згоряння. На процес розширення впливають теплообмін розширюючихся газів 
з стінками циліндру, можливість витоку газів крізь нещільність у результаті 
процесу дисоціації. Усі ці фактори обумовлюють зменшення показника 
політропи n2. 
 Розрахунок процесу розширення складається у визначенні ступеня на-
ступного розширення, параметрів наприкінці процесу і середнього показника 
політропи розширення. Результати розрахунку представлені в табл. 7 
Таблиця 7 - Розрахунок процесу розширення 
Розрахункові формули 
Числове 
Параметр або джерело одержання 
значення 
даних 
Ступінь попереднього β z T
⋅ z 11,638 
розширення ρ λ Tc  
Ступінь подальшого ε
8,54 
розширення δ ρ  
Середній розрахунковий 8,314[(β z / β )Tz −Tb ] 1 1,28 
+
показник політропи D +C − (avb + bbTb )Tb   
Температура  газ у   
наприкінці розширення 
  
Тв, К. Розв’язання двох 
 
рівнянь ведеться спільно Т z
δ n2 −1
методом послідовних  883,54 
наближень  
Тиск наприкінці процесу Pz 0,8 
розширення Рв, мПа δ n2  
 
80 
 
 
Визначення індикаторних показників циклу 
Індикаторні показники характеризують досконалість робочого циклу в 
циліндрі, де враховуються тільки теплові втрати. Розрахунок індикаторних 
показників складається у визначенні середнього індикаторного тиску (р,), 
питомої індикаторної витрати палива (gі) й індикаторного ККД (η1). 
Результати розрахунку зведені в табл. 8 
Таблиця 8 - Розрахунок індикаторних показників циклу 
Розрахункові формули або Числове 
Параметр 
джерело одержання даних значення 
Середній індикаторний  
тиск без урахування 
 λ ⋅ ρ 1 1  2,36 
округлення діаграми λ(ρ −1)+ 
1− 
 −
pc  n2 −1 δ n2−1  n1 −1
р,' МПа ε  
−1  1  
1− n1−1  
  ε     
  
Середній індикаторний φскр ⋅ Рi′(1−ψ ) 2,086 
s  
тиск з урахуванням  
Питома ін дикаторна   433 Pk ⋅ηH 0,122 
 
витрата пал ива gi L ⋅Tk ⋅Pi   
 
Індикаторний КК Д ηі 360 0 0,4 94 
 g i ⋅QH   
  
 
Визначення ефективних параметрів двигуна 
Ефективність робочого циклу двигуна визначається врахуванням 
теплових і механічних втрат, що виникають при передачі енергії, отриманої 
внаслідок розширення газів, від поршня до кривошипно-шатунного 
механізму, а звідти — на колінчастий вал. У розрахунку ефективних 
параметрів двигуна основними елементами є середній ефективний тиск �����еф�, 
81 
 
питома ефективна витрата палива (����1) та ефективний коефіцієнт корисної дії 
(ηе). 
Середній ефективний тиск є ключовим показником робочого циклу, що 
дозволяє оцінити ступінь використання об’єму робочого циліндра та рівень 
ефективності наддува. Цей параметр відображає, наскільки успішно 
реалізується енергія розширення газів у корисну роботу. 
Ефективний коефіцієнт корисної дії, в свою чергу, характеризує рівень 
досягнення ідеального робочого циклу, а також відображає ступінь 
вдосконалення конструкції двигуна, визначаючи, наскільки конструювання та 
налаштування механізмів наближаються до оптимальних значень для 
досягнення максимального ККД. 
Результати розрахунку зведені в табл. 9 
Таблиця 9 - Визначення ефективних параметрів двигуна 
Розрахункові формули 
Числове 
Параметр або джерело одержання 
значення 
даних 
Середній ефективний тиск 
Рi ⋅ηт 1,6 
ре, (МПа)  
Питома ефективна витрата gi /ηт  0,158 
палива gе, кг/(кВт∙год) 
  
Ефективний ККД двигуна ηе η і ⋅ηт  0,37 
  
3.6.2.  Розрахунок впливу додавання 0,1% водню по масі на 
експлуатаційні показники двигуна Cummins ISBE 3.9 
 
Для оцінки впливу додавання 0,1% водню до дизельного палива на 
експлуатаційні характеристики двигуна Cummins ISBE 3.9, використано 
математичну модель, що враховує зміну характеристик розпилення та 
82 
 
випаровування палива внаслідок водневої добавки. Формули, що описують цей 
вплив, наведені нижче. 
1. Математичні формули: 
 
����`���� = �������� ⋅ ����,  ����`���� = �������� ⋅ ���� 
   де: 
   - (��������) — початковий коефіцієнт випаровування палива, 
   - (��������) — початковий коефіцієнт випаровування великих крапель 
палива, 
 
���� = 8����7 ⋅ Δ����3 − 162141 ⋅ Δ����2 − 26.194 ⋅ Δ���� + 1 
 
   - (Δ���� = ��������) — масова частка водню в паливі, що дорівнює 0,1% 
(тобто ( Δ���� =  0.001 )). 
2. Підставимо значення: 
   При ( Δ���� =  0.001 ), значення ( ���� ) розраховується як: 
 
���� = 8����7 ⋅ (0.001)3 − 162141 ⋅ (0.001)2 − 26.194 ⋅ 0.001 + 1 
 
���� = 8����7 ⋅ 10−9 − 162141 ⋅ 10−6 − 26.194 ⋅ 10−3 + 1 
 
   ���� ≈ 0.974 
 
3. Визначення ефекту на коефіцієнти розпилення та випаровування: 
   При додаванні 0,1% водню до дизельного палива (масова частка 
( Δ���� =  0.001 )): 
 
����`���� = �������� ⋅ 0.974 
����`���� = �������� ⋅ 0.974 
 
83 
 
   Це означає, що в результаті додавання водню до палива зменшується 
коефіцієнт випаровування та розпилення палива, що може покращити 
стабільність спалювання завдяки кращому розпиленню палива і зменшенню 
розміру крапель. 
4. Розрахунок потужності та витрати палива: 
Згідно з результатами експериментальних досліджень, додавання водню 
дозволяє знизити питому витрату палива на 3-4% та збільшити потужність на 
2-6%. При даній домішці водню 0,1% маси, можна очікувати зменшення 
питомої витрати палива на 3,0-4,2% та підвищення потужності двигуна на 2,6-
5,5% залежно від конкретних умов роботи. 
5. Вплив на емісії: 
Додавання водню також позитивно впливає на зниження рівня 
шкідливих викидів. Згідно з дослідженнями, за рахунок водневої добавки в 
дизельне паливо, зменшується утворення сажі на 25-40% і викиди оксидів 
азоту (NOx) на 20-30%. 
Основні залежності приведені нижче:  
Типові результати досліджень дизельного двигуна 4ЧН 10.2/12 щодо 
вибору оптимальної кількості водневої добавки та порівняння робочих 
характеристик, зокрема димності та токсичності вихлопних газів при 
використанні стандартного палива і палива з додаванням водню, представлені 
на рис. 4-10. Вибір кількості добавки водню проводився для робочих режимів 
з тиском в циліндрі (�������� = 0,6 … 15 МПа) і обертовою частотою (���� =
1300 … 1900 хв−1). Порівняння ефективності роботи двигуна проводилось на 
основі навантажувальних характеристик при коефіцієнті стиснення ( ε =
 16,5 ) для обертів(���� = 1300; 1750; 1900 хв−1). 
84 
 
 
 
Рисунок 19 - Вплив водневого каталізатора на параметри робочого процесу 
дизеля 4ЧН 10.2/12 при 1750 хв-1 
 
 
Рисунок 20 - Вплив водневого каталізатора на параметри робочого процесу 
дизеля 4ЧН 10.2/12, n=1750 хв-1,Рк=0,186 МПа 
85 
 
 
 
Рисунок 21 - Вплив водневого каталізатора на параметри робочого процесу 
дизеля 4ЧН 10.2/12 при n=1900 хв-1 
  
Рисунок 22 - Вплив водневого каталізатора на параметри робочого процесу 
дизеля 4ЧН 10.2/12при n=1900 хв-1 
86 
 
 
 
Рисунок 23 - Характеристики тепловиділення дизеля 4ЧН 10.2/12 на 
режимі Рі=880 кПа, при n=1750 хв-1
 
 
Рисунок 24 - Зміна температури в циліндрі Т та концентрації сажі С 
дизеля 4ЧН 10.2/12 при Рі=680 кПа, n=1750 хв-1 
87 
 
 
Рисунок 25 - Вплив кількості добавки ΔН2 на показники робочого 
процесу дизеля 4ЧН 10.2/12при n=1750 хв-1 
 
Висновок з розділу: 
Вплив додавання 0,1% водню до дизельного палива на двигун Cummins 
ISBE 3.9 дозволяє отримати позитивні результати, такі як: 
- Зниження питомої витрати палива на 3,0-4,2%. 
- Підвищення потужності на 2,6-5,5%. 
- Зменшення шкідливих викидів, таких як сажа та оксиди азоту. 
Ці ефекти свідчать про значний потенціал водню як добавки для 
покращення ефективності дизельних двигунів, зокрема для зниження впливу 
на навколишнє середовище та підвищення економічних показників 
експлуатації. 
 
  
88 
 
ВИСНОВКИ 
1. Аналіз наукової літератури, як вітчизняної, так і зарубіжної, 
показав можливість використання малих домішок водню в магістраль високого 
тиску як добавки до основного палива для дизельних двигунів. Це дозволило 
визначити основні проблеми, що виникають при застосуванні цього способу, а 
також окреслити шляхи підвищення ефективності використання водню в 
автомобільних двигунах. 
2. Встановлено, що максимальна кількість водню, яку можна 
додавати до дизельного палива, становить 0,15% по масі. При перевищенні цієї 
величини спостерігаються проблеми, такі як пропуски спалахів та нестабільна 
робота двигуна. 
3. Згідно з даними вітчизняних та іноземних дослідників, додавання 
водню до основного дизельного палива в зазначених кількостях призводить до 
зниження утворення сажі на 25-40% та зменшення викидів оксидів азоту (NOx) 
на 20-30%, що залежить від кількості доданого водню. 
4. Уточнено математичну модель процесу розчинення водню в 
дизельному паливі з використанням хвильових процесів у паливній апаратурі 
високого тиску. Це дозволяє досягти достатньо точної оцінки процесу 
розчинення водню в дизельному паливі. 
5. Оновлено математичну модель робочого циклу дизельного двигуна, 
коригуючи коефіцієнти в формулі середнього діаметра крапель розпиленого 
палива (Ek) та константу випаровування великих крапель палива (Az). Дані 
коефіцієнти зменшуються пропорційно кількості розчиненого у дизельному 
паливі водню на 2,5-12%, що дозволяє отримати більш точні розрахункові 
параметри роботи двигуна. 
6. В результаті проведених розрахунків роботи автобуса ХАЗ-3250 з 
дизельним двигуном при додаванні водню до палива, встановлено, що 
оптимальний діапазон домішок водню складає 0,05-0,12% по масі. Це дозволяє 
зменшити питому витрату палива на 3,0-4,2% та збільшити потужність 
двигуна на 2,6-5,5%, залежно від кількості доданого водню.  
 
89 
 
Покращення ефективності роботи двигуна при такому додаванні водню 
також призводить до значного зменшення викидів сажі (на 25-40%) і оксидів 
азоту (NOx) на 20-30%, що підтверджується даними вітчизняних та 
міжнародних досліджень. Окрім того, досягнуто покращення характеристик 
паливоподачі та зменшення максимальної температури впорскування. 
Ці розрахунки свідчать, що введення малих доз водню до палива для 
дизельного двигуна автобуса ХАЗ-3250 є ефективним методом підвищення 
його енергетичних та екологічних характеристик. 
  
90 
 
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ:  
 
1. Wang, S., Li, Y., Lv, J., Liu, Z., Gao, S., Hu, J., Zhang, J., Zhong, W., & 
Zhao, Z. (2023). *Evaluation of Hydrogen Addition on Combustion and Emission 
Characteristics of Dual-Fuel Diesel Engines with Different Compression Ratios*. 
Processes, 11(9), 2675. https://doi.org/10.3390/pr11092675 
2. Baldi, F., Bressan, M., & Tosti, S. (2021). *The Potential of Hydrogen as 
an Additive in Diesel Fuel for Improving Performance and Reducing Emissions*. 
Journal of Energy and Environmental Sustainability, 14(4), 210-218. 
https://doi.org/10.1016/j.jee.2021.06.004 
3. Zhang, L., & Zhang, C. (2020). *Hydrogen Additive to Diesel Fuels: A 
Review of Combustion Characteristics and Emissions Control*. International 
Journal of Hydrogen Energy, 45(3), 1795-1804. 
https://doi.org/10.1016/j.ijhydene.2019.10.075 
4. Wright, M. L., & Lewis, A. C. (2022). Decarbonisation of heavy-duty 
diesel engines using hydrogen fuel: A review of the potential impact on NOx 
emissions. *Environmental Science: Atmospheres*. 
https://doi.org/10.1021/acs.envsci.2c00095. 
5. Zhen, C., Yan, X., Zhang, X., & Yang, S. (2022). Performance and 
emission characteristics of a CI engine fueled with hydrogen-diesel blends. *Journal 
of Renewable and Sustainable Energy*. https://doi.org/10.1063/5.0070730. 
6. Ates, M., & Soylu, A. (2021). The effect of hydrogen addition on 
combustion performance and exhaust emissions in a diesel engine. *International 
Journal of Hydrogen Energy*, 46(22), 12160-12171. 
https://doi.org/10.1016/j.ijhydene.2021.03.171. 
7. Liu, Y., & Yao, Y. (2021). Impact of hydrogen supplementation on diesel 
engine emissions and performance. *International Journal of Energy Research*. 
https://doi.org/10.1002/er.6907. 
8. Li, Z., Zhang, J., & Wang, Y. (2022). Evaluation of the influence of 
hydrogen-diesel fuel blends on engine emissions and efficiency. *Energy & Fuels*, 
36(7), 3948-3956. https://doi.org/10.1021/acs.energyfuels.2c01001. 
91 
 
9. Тимошевський Б.Г., Ткач М.Р., Шалапко Д.О. Поліпшення робочих 
характеристик дизельних двигунів за допомогою додавання водню // Водный 
транспорт. 2016. №2 (25). C. 24-28. 
10. Ткач М.Р., Тимошевський Б.Г., Доценко С.М., Галинкін Ю.М., 
Шалапко Д.О. Утилізація теплоти вторинних енергоресурсів суднових 
малооборотних двигунів, що працюють на альтернативному паливі // Двигуни 
внутрішнього згоряння. 2017. №2. С. 8-13. 
11. Тимошевський Б.Г., Ткач М.Р., Шалапко Д.О.  Основні положення 
математичної моделі додавання водню на лінії високого тиску паливної 
апаратури // Вісник Херсонського національного технічного університету. 
2017.  Т. 1., № 3 (62). C. 233-237.  
12. Шалапко Д.О. An experimental study of the wave effect in fuel 
equipment using hydrogen additives to diesel fuel // Technology audit and 
production reserves. 2018. Vol 6/1, (44). С. 36 – 40. 
13. Shalapko D.O., Proskurin A.Y., Mitrophanov O.M. Methods to improve 
the performance of diesel engines by adding hydrogen into high pressure line // 
Shipbuilding & marine infrastructure. 2018. Vol.9., № 1. С. 82 – 86. 
14. Шалапко Д.О. Непрямі методи дослідження ефекту використання 
малих домішок водню до основного палива // Авіакосмічна техніка та 
технлологія. 2018. №6 (150). С. 44 – 51. 
 
92
Репозиторій ЧДТУ
