Влияние степени сжатия на эффективность двигателя внутреннего сгорания Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

16

ИЗВЕСТИЯ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

#8(761) 2023

Машиностроение и машиноведение

УДК 621.43 doi: 10.18698/0536-1044-2023-8-16-22

Влияние степени сжатия

на эффективность двигателя внутреннего сгорания

Д.Г. Агаларов1, Т.Д. Гасанова2

1 Институт Математики и Механики Национальной Академии Наук Азербайджана

2 Азербайджанский Архитектурно-Строительный Университет

Compression rate influence on the internal combustion engine efficiency

J.H. Agalarov1, T.J. Hasanova2

1 Institute of Mathematics and Mechanics of National Academy of Science of Azerbaijan

2 Azerbaijan University of Architecture and Construction

В настоящее время двигатели внутреннего сгорания с регулируемой степенью сжатия не применяют, что, видимо, связано со сложностью их конструкции. Однако известные двухвальные конструкции можно использовать без значительных усложнений. Так, уменьшение эффективности двигателя внутреннего сгорания при увеличении частоты вращения коленчатого вала можно компенсировать степенью сжатия. Приведены результаты расчета коэффициента полезного действия и расхода топлива при степени сжатия 8,6 и частоте вращения коленчатого вала 2000 и 4000 мин-1, а также при степени сжатия 13 и частоте вращения 4000 мин-1 для показателей характеров сгорания, равных 3 и 1. Показано приближение указанных характеристик при большей частоте вращения коленчатого вала к таковым при меньшей частоте вращения с увеличением степени сжатия. С помощью ранее вычисленных параметров двигателей внутреннего сгорания при различных режимах на основе теории Вибе определены коэффициент полезного действия и расход топлива для соответствующих режимов работы.

Ключевые слова: двухвальные двигатели, степень сжатия, расход топлива, показатель характера сгорания, коленчатый вал

Nowadays, engines with the adjustable compression ratio are not used, which apparently could be explained by their design complexity. However, the known twin-shaft machines could be introduced without significant complications. Thus, a decrease in the engine efficiency at the increased crankshaft speed could be compensated by the compression ratio. The paper presents results of calculating efficiency and fuel consumption at the compression ratio of 8.6 and crankshaft speed of 2000 and 4000 min-1, as well as at the compression ratio of 13 and rotation speed of 4000 min-1 for the combustion character indicators equal to 3 and 1. It shows the indicated characteristics approximation at the higher rotation frequency to those at the lower rotation frequency with the increased compression. The engine parameters for various modes based on the Wiebe theory previously calculated made it possible to determine efficiency and fuel consumption for the corresponding engine operating modes.

Keywords: twin-shaft engines, compression ratio, fuel consumption, combustion character index, crankshaft

#8(761) 2023

ИЗВЕСТИЯ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

17

В настоящее время двигатели внутреннего сгорания (ДВС) с регулируемой степенью сжатия не применяют, что, видимо, связано со сложностью их конструкции.

В работах [1-3] показано уменьшение эффективности ДВС при увеличении частоты вращения коленчатого вала (ЧВКВ), что можно исправить компенсированием степени сжатия [4, 5]. В статьях [6-8] отмечена перспективность использования двухвальных ДВС с регулируемой степенью сжатия [1, 9-12].

В статье [6] приведены результаты расчета коэффициента полезного действия (КПД) и расхода топлива для ЧВКВ п = 2000 мин-1 и 4000 мин-1 при степени сжатия е = 8,6 и для п = = 4000 мин-1 при е = 13 и показателе характера сгорания т = 3 и 1. Показано, что с увеличением степени сжатия указанные характеристики при большей ЧВКВ приближаются к таковым с меньшей ЧВКВ.

В патенте [1] рассчитаны параметры ДВС при различных режимах на основе теории Вибе. С помощью расчетных данных определены КПД и расход топлива [13, 14] для соответствующих режимов и характера работы ДВС.

Цель работы — показать эффективность ДВС с регулируемой степенью сжатия для повышения мощности и экономии топлива.

Для расчета КПД ДВС использованы следующие параметры.

Удельный объем рабочего тела (РТ)

Уа е-1 V =— < 1 +-

1+1

С08 фе + ^-х/Г—X Л

2 8Ш2 фе

где Уа — удельный объем РТ в начале такта сжатия; X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; фе — угол поворота коленчатого вала (УПКВ), соответствующий началу горения.

Доля сгоревшего на участке I - (г -1) топлива

ДХ;-(;-1) = е

Дф;-(;-1)

фг

- е

Дф;-(; -1)

фг

где Дф;-(;-1) — УПКВ на участке г-(г - 1); фг — продолжительность сгорания.

В процессе сгорания давление РТ в цилиндре

= 0,0854дг ДХ; + р;-1 -1 - V; ) кУ; - V;-1

где qz — общая использованная теплота сгорания; Дх; — доля топлива сгоревшего на 1-м

участке; к — фактор теплоемкости; у;-1 и у; — удельный объем РТ на участке - 1)-м и 1-м соответственно.

Расчет проведен при следующих параметрах: угол опережения воспламенения е = 24°; степень сжатия е = 8,6 и 13; ЧВКВ п = 2000 и 4000 мин1; показатель характера сгорания т = 1 и 3; угол наклона фронта пламени фг = 46 и 92°.

Результаты расчета — значения давления РТ при различных значениях удельного объема РТ, степени сжатия, показателя характера сгорания, угла наклона фронта пламени и ЧВКВ — приведены в таблице, где фе и фВМТ — УПКВ, отсчитываемый от момента воспламенения топлива и верхней мертвой точки (ВМТ). По этим данным определены КПД и расход топлива.

Схема определения работы цикла приведена на рисунке, где ЬМш и НМт — верхняя и нижняя мертвая точка положения поршня ДВС соответственно. По точкам на графике определяют состояние цикла, по которому рассчитывают КПД.

Полная работа цикла определяется выражением

I; 1ус ^ 1сг ^ 1ау ^ 1гЬ . (1)

Здесь 1ус — работа газов в процессе сжатия при горении,

с

1ус = |руУуйУу или 2 ДруДУу ; (2)

у

1сг — работа газов в процессе расширения при горении,

1сг = | рУсйУс или 2 ДрсДУс ;

(3)

1ау — работа газов в процессе чистого сжатия с показателем политропы п1 = 1,35,

1

1ау

п1 -1

(руУу - РаУа );

(4)

1гЬ — работа газов в процессе чистого расширения с показателем политропы п2 = 1,28,

1гЬ =■

1

щ -1

(ргУг - рЬУь ),

(5),

где ру, рс, рг, рь и Уу, Ус, Уг, Уь — давление РТ и удельный объем РТ в начале такта сжатия, в конце такта сжатия, в конце процесса сгорания и в конце процесса расширения соответственно,

рь =(г/Уь ) ; рг =(г/Уа ) рг.

18

ИЗВЕСТИЯ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

#8(761) 2023

Значения давления РТ при различных значениях удельного объема РТ, степени сжатия, показателя характера сгорания, угла наклона фронта пламени и ЧВКВ

УПКВ, град Удельный Удельный

объем V, м3/кг Давление РТ р, кг/см2 объем V, м3/кг

Степень сжатия е

8,6 13,0

Показатель характера сгорания т

фВМТ Фе 3 1

Угол наклона фронта пламени фг, град

46 92 46 92

ЧВКВ п, мин-1

2000 4000 2000 4000 2000 4000

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

-24 0 0,2065 9,00 9,00 9,00 9,00 12,70 12,70 0,1607

-22 2 0,1967 8,40 8,57 8,40 8,40 10,07 12,56 0,1500

-20 4 0,1879 7,80 8,02 8,43 8,01 9,14 10,53 0,1411

-18 6 0,1794 7,36 7,58 9,52 7,92 8,38 12,10 0,1324

-16 8 0,1721 7,05 7,17 12,23 8,24 7,70 12,06 0,1248

-14 10 0,1655 6,78 6,88 15,54 8,88 7,10 13,89 0,1179

-12 12 0,1598 6,91 6,04 19,40 7,58 6,77 16,57 0,1125

-10 14 0,1551 7,52 6,46 26,67 11,18 6,39 19,80 0,1070

-8 16 0,1511 8,68 6,40 28,17 10,80 6,50 23,23 0,1028

-6 18 0,1480 10,65 6,19 32,59 12,77 6,89 27,03 0,0996

-4 20 0,1458 14,43 6,93 36,10 14,90 7,79 31,47 0,0973

-2 22 0,1445 17,32 6,90 38,38 17,39 9,38 35,90 0,0958

0 24 0,1440 29,18 7,44 42,21 20,64 11,60 40,28 0,0954

2 26 0,1445 27,90 8,90 44,77 29,57 14,75 45,57 0,0958

4 28 0,1458 33,98 8,83 47,05 36,30 8,12 53,84 0,0973

6 30 0,1480 39,74 9,66 48,90 28,78 22,00 52,73 0,0996

8 32 0,1511 44,63 10,50 50,20 31,01 25,74 55,07 0,1028

10 34 0,1511 48,35 12,54 50,40 32,69 29,28 56,60 0,1070

12 36 0,1598 50,00 12,57 50,00 33,92 33,00 56,62 0,1125

14 38 0,1654 51,00 13,60 48,26 34,76 36,43 54,87 0,1179

16 40 0,1721 50,00 14,64 48,01 34,76 39,34 53,20 0,1248

18 42 0,1794 48,37 15,78 46,28 34,72 41,85 51,12 0,1324

20 44 0,1879 46,25 16,71 44,27 34,40 42,97 48,08 0,1411

22 46 0,1867 45,53 17,86 41,93 33,55 42,70 44,77 0,1500

24 48 0,2065 44,00 18,50 39,66 32,69 40,88 42,96 0,1608

26 50 0,2171 - 20,09 - 31,50 39,00 38,49 0,1718

28 52 0,2284 - 20,05 - 29,92 37,33 35,36 0,1836

30 54 0,2404 - 20,06 - 28,51 35,23 32,41 0,1962

#8(761) 2023

ИЗВЕСТИЯ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

19

Окончание таблицы

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

32 56 0,2531 - 20,37 - 27,03 33,59 29,38 0,2095

34 58 0,2667 - 20,29 - 25,65 31,95 26,88 0,2237

36 60 0,2804 - 17,79 - 24,26 29,11 24,59 0,2378

38 62 0,2352 - 16,92 - 22,71 26,85 22,61 0,2535

40 64 0,3101 - 16,10 - 21,64 24,66 20,53 0,2690

42 66 0,3273 - 15,86 - 20,42 - - 0,2856

44 68 0,3422 - 15,30 - 17,95 - - 0,3027

46 70 0,3598 - 14,39 - 16,89 - - -

48 72 0,3760 - 13,84 - 16,15 - - -

50 74 0,3957 - 12,69 - 15,24 - - -

52 76 0,4121 - 12,60 - 13,92 - - -

54 78 0,4307 - 12,51 - 13,14 - - -

56 80 0,4449 - 12,42 - 12,75 - - -

58 82 0,4685 - 12,04 - 12,19 - - -

60 84 0,4876 - 11,61 - 11,50 - - -

62 86 0,5087 - 11,32 - 10,90 - - -

64 88 0,5267 - 10,88 - 10,33 - - -

66 90 0,5482 - 10,60 - 9,82 - - -

68

92

0,5641

9,91

9,77

КПД цикла определяется выражением [15] (1 + у)(1 + «Ю)

Л; =-

427Ни

(6)

/с + 2 \

с + 1 -2

¡с V-!

Ье-1 , г

\ с-2

\у + 2

\У+1

уV 1 \ 1 ^ я

---- 1

| 1 1 __1 о а

1 1 1 ^

топлива, Ь'0 = 14,8 кг/кг; Ни — низшая теплота сгорания топлива, Ни = 10 500 ккал/кг;

Индикаторный удельный расход топлива вычисляется как

где у — коэффициент остаточных газов, у = 0,088; а — коэффициент избытка воздуха (а = 0,85); Ь'0 — теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг

632 Л; Ни

(7)

Схема определения работы цикла

Рассмотрим примеры расчета по описанной математической модели при различных значениях исходных параметров.

Пример 1. Исходные данные: степень сжатия е = 8,6; показатель характера сгорания т = 3; угол наклона фронта пламени фг = 46°. По формулам (1)-(5) получаем следующие результаты:

• работа газов в процессе сжатия 1ус =-0,515-104 кг• м/кг;

• работа газов и расширения при горении 1сг = 2,859 -104 кг • м/кг;

• работа газов в процессе чистого сжатия 1ау =-2,476 -104 кг • м/кг;

• работа газов в процессе чистого расширения 1гь = 10,75 -104кг • м/кг;

• полная работа цикла 1; = 10,63 -104кг • м/кг.

20

ИЗВЕСТИЯ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

#8(761) 2023

Подставляя полученные данные в формулу (6), находим КПД цикла

10,63-104-1,088(1 + 0,85-14,8)

1 = -

427-10500

■ = 0,35.

После подстановки найденного КПД в выражение (7) получаем индикаторный удельный расход топлива

632

= 0,234 г/(кВт -ч).

0,35-10500

Пример 2. При е = 8,6; m = 1 и фг = 46° получаем следующие результаты: 'yc =-0,958 -104 кг - м/кг;

= 2,7979 -104 кг - м/кг; ay =-2,476 -104 кг - м/кг; izb = 10,134 кг - м/кг;

= 9,498 -104 кг - м/кг;

1 = 0,31; g = 0,264 гДкВт - ч). Пример 3. При е = 8,6, m = 3 и фг = 92° имеем:

lyC =-0,4636 -104 кг-м/кг; L = 3,4686 -104 кг - м/кг; lay =-2,4757 -104 кг - м/кг; lzb = 4,1108-104 кг - м/кг; h = 4,632 -104 кг - м/кг; 1 = 0,1526; g = 0,545 г/(кВт - ч). Пример 4. При е = 8,6, m = 1 и фг = 92° получаем:

• lyc =-1,354-104 кг - м/кг;

• lcz = 6,317-104 кг - м/кг;

• lay =-2,476 -104 кг - м/кг;

• lzb = 3,926 -104 кг - м/кг;

• h = 6,413-104 кг - м/кг;

• 1 = 0,2116; g = 0,389 г/(кВт-ч).

Пример 5. При е = 13, m = 3 и фг = 64° имеем:

• lyc = 0,44548 -104 кг - м/кг;

• lcz = 5,926 -104 кг - м/кг;

• lay =-2,998 -104 кг - м/кг;

• lzb = 11,28-104 кг-м/кг;

• h = 13,8-104 кг - м/кг;

• 1 = 0,455; g = 0,179 г/(кВт-ч).

Пример 6. При е = 13, m = 1 и фг = 64° получаем:

• lyc = 0,9949 -104 кг - м/кг;

• lcz = 6,5014-104 кг-м/кг;

• lay =-2,998 -104 кг - м/кг;

• lb = 9,39 -104 кг - м/кг;

• lt = 13,78 -104 кг - м/кг;

• 1 = 0,3923; g = 0,209 г/(кВт-ч).

Таким образом, при увеличении ЧВКВ с 2000 до 4000 мин-1 КПД цикла уменьшается почти в 2 раза и, соответственно, возрастает расход топлива. Повышая степень сжатия с 8,6 до 13,0 при ЧВКВ n = 4000 мин-1 КПД цикла восстанавливается и, соответственно, снижается расход топлива.

Вывод

При увеличении ЧВКВ уменьшаются давление в цилиндре и КПД цикла. Их значения можно восстановить путем регулирования степени сжатия, что должно быть предусмотрено в конструкции ДВС.

Литература

[1] Klomp E.D., Rask R.B. Variable compression ratio control system for an internal combustion

engine. Patent US 6450136. Appl. 14.05.2002, publ. 17.09.2002.

[2] Вагнер В.А. Применение альтернативных топлив в ДВС. Вестник Алтайского государ-

ственного технического университета им. И.И. Ползунова, 2000, № 2, с. 77-86.

[3] Шароглазов Б.А., Фарафонтов М.Ф., Клементьев В.В. Двигатели внутреннего сгора-

ния: теория, моделирование и расчет процессов. Челябинск, Изд-во ЮУрГУ, 2004. 344 с.

[4] Пшихоров В.Х., Дорух И.Г., Береснев А.Л. Система зажигания двигателя. Патент РФ

2446309. Заявл. 22.03.2010, опубл. 27.03.2022.

[5] Christodoulou F., Megaritis A. Experimental investigation of the effects of simultaneous hy-

drogen and nitrogen addition on the emissions and combustion of a diesel engine. Int. J. Hydrog. Energy, 2014, vol. 39, no. 6, pp. 2692-2702, doi: https://doi.org/10.1016/j .ijhydene.2013.11.124

[6] Agalarov J., Nasibova A., Nuriyev B. Internal combustion engine with opposed pistons. Patent

US 6039011. Appl. 04.03.1998, publ. 21.03.2000.

[7] Дьяченко В.Г. Теория двигателей внутреннего сгорания. Харьков, ХНАДУ, 2009. 500 с.

[8] Береснев М.А. Метод L-вариаций для управления ДВС при работе на бинарном топли-

ве. Известия ЮФУ. Технические науки, 2012, № 3, с. 251-256.

#8(761) 2023

ИЗВЕСТИЯ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

21

[9] Moteki K., Fujimoto H., Aoyata S. Variable compression ratio mechanism of reciprocating in-

ternal combustion engine. Patent US 6505582. Appl. 06.07.2002, publ. 10.01.2002.

[10] Cleevs J.M. Variable compression ratio system for opposed piston and other methods of manufacture and use. Patent US 9206749. Appl. 08.04.2013, publ. 29.08.2013.

[11] Turner J.W.G. Opposed piston internal combustion engine with variable timing. Patent GB 2428450. Appl. 15.07.2005, publ. 31.01.2007.

[12] Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателей. Москва-Свердловск, Машгиз, 1962. 271 с.

[13] Kose H., Ciniviz M. An experimental investigation of effect on diesel engine performance and exhaust emissions of addition at dual fuel mode of hydrogen. Fuel Process. Technol., 2013, vol. 114, pp. 26-34, doi: https://doi.org/10.1016/j.fuproc.2013.03.023

[14] Baumgarten C. Mixture formation in internal combustion engines. Springer, 2006. 294 р.

[15] Saha K., Li X. Assessment of cavitation models for flows in diesel injectors with single-and two-fluid approaches. J. Eng. Gas Turbines Power., 2016, vol. 138, no. 1, art. 011504, doi: https://doi.org/10.1115/1.4031224

References

[1] Klomp E.D., Rask R.B. Variable compression ratio control system for an internal combustion

engine. Patent US 6450136. Appl. 14.05.2002, publ. 17.09.2002.

[2] Vagner V.A. Use of alternative fuels in combustion engines. Vestnik Altayskogo gosudar-

stvennogo tekhnicheskogo universiteta im. I.I. Polzunova, 2000, no. 2, pp. 77-86. (In Russ.).

[3] Sharoglazov B.A., Farafontov M.F., Klementyev V.V. Dvigateli vnutrennego sgoraniya: teo-

riya, modelirovanie i raschet protsessov [Combustion engines: theory, modelling and calculation of processes]. Chelyabinsk, Izd-vo YuUrGU Publ., 2004. 344 p. (In Russ.).

[4] Pshikhorov V.Kh., Dorukh I.G., Beresnev A.L. Sistema zazhiganiya dvigatelya [Engine igni-

tion system]. Patent RF 2446309. Appl. 22.03.2010, publ. 27.03.2022. (In Russ.).

[5] Christodoulou F., Megaritis A. Experimental investigation of the effects of simultaneous hy-

drogen and nitrogen addition on the emissions and combustion of a diesel engine. Int. J. Hydrog. Energy, 2014, vol. 39, no. 6, pp. 2692-2702, doi: https://doi.org/10.1016/ j.ijhydene.2013.11.124

[6] Agalarov J., Nasibova A., Nuriyev B. Internal combustion engine with opposed pistons. Patent

US 6039011. Appl. 04.03.1998, publ. 21.03.2000.

[7] Dyachenko V.G. Teoriya dvigateley vnutrennego sgoraniya [Theory of internal combustion

engines]. Kharkov, KhNADU Publ., 2009. 500 p. (In Russ.).

[8] Beresnev M.A. L-variations method for control of IC engine running on binary fuel. Izvestiya

YuFU. Tekhnicheskie nauki [Izvestiya SFedU. Engineering Sciences], 2012, no. 3, pp. 251256. (In Russ.).

[9] Moteki K., Fujimoto H., Aoyata S. Variable compression ratio mechanism of reciprocating in-

ternal combustion engine. Patent US 6505582. Appl. 06.07.2002, publ. 10.01.2002.

[10] Cleevs J.M. Variable compression ratio system for opposed piston and other methods of manufacture and use. Patent US 9206749. Appl. 08.04.2013, publ. 29.08.2013.

[11] Turner J.W.G. Opposed piston internal combustion engine with variable timing. Patent GB 2428450. Appl. 15.07.2005, publ. 31.01.2007.

[12] Vibe I.I. Novoe o rabochem tsikle dvigateley [Something new about working cycle of engines]. Moscow-Sverdlovsk, Mashgiz Publ., 1962. 271 p. (In Russ.).

[13] Kose H., Ciniviz M. An experimental investigation of effect on diesel engine performance and exhaust emissions of addition at dual fuel mode of hydrogen. Fuel Process. Technol., 2013, vol. 114, pp. 26-34, doi: https://doi.org/10.1016/j.fuproc.2013.03.023

[14] Baumgarten C. Mixture formation in internal combustion engines. Springer, 2006. 294 p.

[15] Saha K., Li X. Assessment of cavitation models for flows in diesel injectors with single-and two-fluid approaches. J. Eng. Gas Turbines Power., 2016, vol. 138, no. 1, art. 011504, doi: https://doi.org/10.1115/1.4031224

Статья поступила в редакцию 19.01.2023

22

ИЗВЕСТИЯ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

#8(761) 2023

Информация об авторах

АГАЛАРОВ Джафар Гасанага оглы — доктор физико-математических наук, профессор, зав. отделом «Волновая Динамика». Институт Математики и Механики Национальной Академии Наук Азербайджана (AZ1001, Азербайджанская Республика, Баку, ул. Истиглалият, д. 30, e-mail: [email protected]).

ГАСАНОВА Тукезбан Джафар гызы — кандидат технических наук, доцент кафедры «Механика». Азербайджанский Архитектурно-Строительный Университет (AZ1073, Азербайджанская Республика, Баку, ул. А. Султанова 5, e-mail: [email protected]).

Information about the authors

AGALAROV Jafar Gasanaga — Doctor of Science (Phys.-Math.), Professor, Head of the Department of Wave Dynamics. Institute of Mathematics and Mechanics of National Academy of Science of Azerbaijan (AZ1001, Baku, Azerbaijan Republic, Istiqlaliyat St., Bldg. 30, e-mail: [email protected], [email protected]).

HASANOVA Tukezban Jafar — Candidate of Science (Eng.), Associate Professor, Department of Mechanics. Azerbaijan University of Architecture and Construction (AZ1073, Baku, Azerbaijan Republic, A. Sultanova St. Bldg. 5, e-mail: [email protected]).

Просьба ссылаться на эту статью следующим образом:

Агаларов Д.Г., Гасанова Т.Д. Влияние степени сжатия на эффективность двигателя внутреннего сгорания. Известия высших учебных заведений. Машиностроение, 2023, № 8, с. 16-22, doi: 10.18698/0536-1044-2023-816-22

Please cite this article in English as:

Agalarov J.H., Hasanova T.J. Compression rate influence on the internal combustion engine efficiency. BMSTU Journal of Mechanical Engineering, 2023, no. 8, pp. 16-22, doi: 10.18698/0536-1044-2023-8-16-22

ТЕОРИЯ

ПОДРЕССОРИВАНИЯ ВЫСОКОПОДВИЖНЫХ ДВУХЗВЕННЫХ ГУСЕНИЧНЫХ

Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана предлагает читателям учебное пособие

«Теория подрессоривания высокоподвижных двухзвенных гусеничных машин»

Авторы: Г.О. Котиев, Е.Б. Сарач, А.А. Стадухин

Рассмотрены вопросы теории подрессоривания транспортных гусеничных машин: критерии плавности хода, прогнозирование быстроходности при ограничении по системе подрессоривания, математическое моделирование движения гусеничной машины по неровностям местности и моделирование дорожно-грунтовых условий, синтез многоуровневых систем подрессоривания и выбор их характеристик, управляемые системы подрессоривания гусеничных и колесных машин, а также вопросы управления углом складывания секций двух-звенной гусеничной машины в целях повышения быстроходности. Представлены перспективы развития систем подрессоривания.

Для студентов высших учебных заведений, обучающихся по специальностям «Транспортные средства специального назначения» и «Наземные транспортно-технологические средства».

По вопросам приобретения обращайтесь:

105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1. Тел.: +7 499 263-60-45, факс: +7 499 261-45-97; [email protected]; https://bmstu.press