В статье авторы проанализировали два подхода в расчёте индикаторной работы из индикаторной диаграммы, как: 1) «Брутто» - полная работа, сгенерированная на такте сгорания-расширения за вычетом работы сжатия (А.С. Орлин, Б.С. Стечкин и др.); 2) «Нетто» - то же, но за вычетом потерь на газообмен (С. Пишингер, И.М. Ленин и др.). Применение того или иного подхода даёт разные значения как среднего индикаторного давления, так и механического КПД. Причём различие может достигать величины более 20%. При расчёте механического КПД с использованием индикаторной работы «Брутто» существует, по крайней мере, теоретически возможность изменения знака суммы потерей на трение P_f и насосных потерь P_p. Это приводит к нонсенсу: η_m > 1. В связи с этим авторы приглашают коллег, научную общественность к дискуссии о целесообразности изменения трактовки понятия «среднее индикаторное давление» («Брутто» vs «Нетто»), приведения терминологии к европейским стандартам. Предложен метод определения потерь на трение без индицирования путём прокрутки двигателя с выключенным газообменом (например, за счёт удержания клапанов в закрытом состоянии). Данный метод даёт более точный результат определения потерь на трение по сравнению с методом обычной прокрутки. Определение условных механических потерь методом прокрутки было и остаётся надёжным методом контроля и оценки технического состояния двигателя. Однако применять данный метод для определения среднего индикаторного давления следует с большой осторожностью.

Повышение в современных бензиновых двигателях внутреннего сгорания (ДВС) с высоким наддувом среднего эффективного давления и литровой мощности до уровня порядка 25 бар и 100 кВт/л помогло существенно снизить расход топлива и количество вредных выбросов (в том числе СО₂) вследствие понижения размерности ДВС. Однако обострило проблемы надёжности из-за аномальных явлений сгорания - детонации, калильного зажигания, преждевременного воспламенения и мега-детонации. Дальнейшее улучшение КПД двигателя за счёт повышения давления наддува и понижения его размерности существенно зависит от решения проблем аномального сгорания. Статья посвящена обзору особенностей разных мод аномального сгорания в бензиновых ДВС с высоким наддувом, анализу влияния конструктивных и режимных факторов на эти моды сгорания и конкретным решениям, направленным на подавление аномального сгорания. Показано, что жёсткость аномального сгорания и склонность к нему ДВС зависят от температуры, давления, гомогенности энд-газа, продолжительности сгорания, свойств топлива и масла, загрязнённости камеры сгорания продуктами сгорания. Отмечено, что наиболее критичными модами аномального сгорания становятся преждевременное воспламенение и мега-детонация, которые возникают спорадически при работе на низких оборотах с высокой нагрузкой, повышают давление сгорания до 15-40 МПа и очень разрушительны для двигателя. Показано, что эффективным способом подавления аномального сгорания является комбинирование высокого наддува с непосредственным впрыском топлива, регулируемым клапанным приводом, рециркуляцией охлаждённых отработавших газов, комплексным охлаждением двигателя, быстрым сгоранием и точной калибровкой. Такой подход может обеспечить будущим двигателям пониженной размерности надёжную работу без аномального сгорания с высокой литровой мощностью и эффективным КПД на уровне 40%.

Рассмотрено течение отработавших газов, содержащих дисперсные частицы («дизельную сажу»), через пористые керамические структуры складчатого типа. Показано, что общее газодинамическое сопротивление фильтрующего элемента определяется тремя составляющими: сопротивлением входных и выходных каналов, сопротивлением пористой стенки и сопротивлением слоя дисперсных частиц, формируемого на стенке. Предложены упрощённые механизмы газодинамических потерь, математические модели и методы их инженерного расчёта, выбраны основные критерии для использования аналитических выражений и проведён цикл испытаний, подтвердивших справедливость предложенных подходов для расчёта основных параметров фильтрующего блока - его объёма, размеров каналов, поверхности, структуры фильтрующего материала и свойств отработавших газов. Установлено, что наибольшее сопротивление, в основном определяющее периодичность и режим регенерации фильтра, создаёт слой дисперсных частиц. Вторым по значимости является сопротивление пористой стенки, сквозные каналы которой определяются пористостью фильтрующего материала. Наиболее совершенными, с позиции газодинамики, а следовательно, и обладающими минимальным сопротивлением, являются входные и выходные каналы фильтрующего блока. Такое ранжирование является сугубо условным, характеризует лишь основные факторы, оказывающие влияние на величину сопротивления потоку отработавших газов, и может быть полезным при поиске средств и путей сокращения газодинамического сопротивления при выборе структуры систем нейтрализации и общей компоновки выпускной системы двигателя внутреннего сгорания. Экспериментальная проверка показала, что относительная погрешность определения газодинамического сопротивления не превышает 20-25%, что даёт основание рекомендовать предложенную модель и методы расчёта в качестве инструмента проектирования одного из основных элементов современных систем нейтрализации дизелей - фильтровального блока.

Целью работы является разработка математической модели движения роботизированного транспортного средства (ТС) высокой проходимости с частичной разгрузкой механического контактного движителя посредством воздушной подушки (ВП) по опорному основанию. Модель позволит отрабатывать совместное роботизированное управление указанными подсистемами (роботизированность подразумевает наличие алгоритмов и аппаратных средств управления подсистемами). Предполагается, что подобное комплексное управление позволит существенно повысить курсовую устойчивость и управляемость. Особенностью разработанной модели является учёт влияния динамики подсистем, учёт особенностей работы системы создания ВП, возможность реализации различных методов управления подсистемами ТС. В статье приведён перечень сил, действующих на ТС, описано взаимодействие контактного движителя с опорным основанием. Стоит отметить, что ввиду сложности математического описания взаимодействия системы создания ВП с опорным основанием в режиме движения, реакция от взаимодействия гибкого ограждения ВП с опорной поверхностью R_mpГО будет определена путём пересчёта результатов статических и буксировочных испытаний действующей модели аппарата на ВП. Такие данные были получены в ходе проведения испытаний в гидроканале НИМК ЦАГИ для модели судна на ВП, разрабатываемого в ЦКБ «Нептун». Результаты включают в себя характеристики буксировочных испытаний модели судна на воздушной подушке на гладкой воде (аэродинамическое сопротивление; гидродинамическое сопротивление; импульсное сопротивление воздуха на входе в вентиляторы ВП; суммарное сопротивление) и характеристики восстанавливающего момента модели судна на воздушной подушке на твёрдой и водной поверхностях.

Вездеходные транспортные машины предназначены для движения в различных дорожно-грунтовых условиях, поэтому применение электромеханической трансмиссии вызывает трудности, связанные с увеличением её габаритов, веса и пониженной эффективности. Эффективным решением данной проблемы является применение в трансмиссии нескольких диапазонов. В работе предложена методика выбора скоростных диапазонов для многоцелевой колёсной или гусеничной машины с электромеханической трансмиссией. Обоснована целесообразность применения двух диапазонов в трансмиссии транспортных машин. Выбор диапазонов предлагается осуществлять исходя из назначения машины. Рассмотрены два наиболее отличающихся закона распределения скоростей движения транспортной машины. Границы диапазонов для данных законов предложено определять, используя статистический подход. При этом, в качестве целевого показателя, в методике используется требуемая средняя скорость. Осуществлён выбор диапазонов для нескольких перспективных колёсных и гусеничных машин. По результатам, полученным при исследовании данной проблемы, сделаны выводы о конкретных значениях границ диапазонов трансмиссии и влиянии на них мощности двигателя.

Распределение крутящего момента на ведущие мосты полноприводного транспортного средства специального назначения осуществляется раздаточной коробкой (РК). Для повышения проходимости транспортного средства необходимо в РК иметь жёсткий блокированный привод на ведущие мосты. Однако в этом случае возникает циркуляция мощности, излишне нагружающая привод, поэтому в конструкции РК предусмотрен дифференциал. В статье представлены схема и математическое описание РК, позволяющей автоматически изменять величину кинематического рассогласования (ВКР) для обеспечения распределения крутящего момента в зависимости от дорожных условий. Особенно это важно при распределении крутящего момента между разнотипными движителями: эластичным - колёсным и жёстким - гусеничным. Рассмотрены три варианта распределения крутящего момента. Для определения влияния типа трансмиссионной связи на режимы нагружения элементов трансмиссии была проведена серия расчётов трансмиссии без регулирования ВКР и трансмиссии с механизмом регулирования ВКР. Имитация движения полноприводного транспортного средства специального назначения по заданному типизированному циклу осуществлялась при дифференцированном типе межосевой связи в РК между осями эластичного движителя и регулируемой ВКР между эластичным и жёстким движителями. В ходе обработки результатов расчёта получаемые реализации процессов изменения крутящих моментов на ведущих элементах разнотипного движителя схематизировались по методу максимумов. Впоследствии схематизированные процессы были представлены в виде функции накопленных частот повторения амплитуд циклов, приведённых к 100 км пробега, и функции плотности распределения максимумов процессов. Сравнительный анализ конструктивных схем трансмиссий показал, что наиболее целесообразным является использование силового привода с РК, имеющей механизм регулирования ВКР.

Безопасность движения колёсной машины - автомобиля, трактора, мотоцикла и других - зависит от тормозной системы, основными составляющими которой являются тормозные механизмы. В тормозных системах современных колёсных машин в зависимости от назначения, определяемого из условий эксплуатации, применяются как дисковые, так и барабанные тормозные механизмы. На легковых автомобилях и мотоциклах, эксплуатируемых в хороших дорожных условиях, производство которых многократно превосходит по количеству все прочие машины, устанавливаются дисковые тормоза на всех колёсах. Учитывая, что легковой автомобиль имеет 4 колеса, а мотоцикл 2 колеса, из которых переднее колесо снабжено двумя дисковыми тормозами, следует заключить -дисковый тормоз самый массовый механизм современной колёсной машины. Проектирование дискового тормоза с требуемыми свойствами невозможно без учёта условий работы. Так как дисковый тормоз является основным механизмом тормозной системы, одной из систем, обеспечивающих безопасность движения, то правильный функциональный расчёт тормоза имеет большое социальное и народнохозяйственное значение. В существующих методиках расчёта дисковых тормозов считают, что удельное давление в местах контакта диска и накладок колодок постоянно. Выполненными исследованиями эксплуатационного износа накладок фрикционных механизмов автомобилей (накладок колодок дисковых тормозов, накладок ведомых дисков однодисковых и двухдисковых сцеплений) и теоретически доказано, что предположение о постоянстве удельного давления по площади трения накладок ошибочно. Формула, полученная на этом предположении (p = const), неоправданно сложна, но широко используется в научной литературе и инженерами на предприятиях автомобильной отрасли. Предложено производить функциональный расчёт дискового тормоза по предельно простой формуле, полученной исходя из кинематики колодки во время торможения, откуда вытекает p ≠ const, что подтверждается эксплуатационным износом и экспериментально.

Механизм сцепления является связующим элементом между двигателем и элементами трансмиссии. От функционирования сцепления зависят динамика нагружения двигателя и трансмиссии и, соответственно, нагрузки, возникающие в их конструктивных элементах. Сцепления с диафрагменными пружинами имеют массовое применение на автомобильном транспорте. Существуют различные методы расчёта и моделирования работы сцеплений с такими пружинами. В настоящее время широкое распространение получили виртуальные стенды, основанные на применении программных пакетов динамики твёрдых тел, с внедрением податливых элементов, которые позволяют учесть особенности конструкции узлов и агрегатов автомобилей с использованием CAD и конечно-элементных моделей. Данный метод позволяет значительно сократить количество натурных испытаний, и, соответственно, стоимость конечного продукта. Также методы динамического твердотельного моделирования позволяют разрабатывать и проверять законы управления узлами и агрегатами автомобилей. Для того чтобы виртуальный стенд был подобен натурному образцу, необходимо создавать адекватные модели деталей, которые впоследствии будут использованы в динамической твердотельной модели такого стенда. Для проверки адекватности конечно-элементных моделей на стадии проектирования целесообразно проводить сравнение с аналитическими методами расчёта, так как проведение натурных испытаний имеет достаточно высокую трудоёмкость и стоимость. Одним из наиболее сложных элементов при моделировании сцепления является диафрагменная пружина, упругая характеристика которой существенно влияет на работу сцепления. В статье приведён сравнительный анализ двух расчётных методов диафрагменных пружин сцепления - аналитический и метод конечных элементов. Основная сложность при расчёте пружины - большое расстояние её перемещения по сравнению с размером толщины и возникновение явления потери устойчивости при работе, что требует использования специальных методов, которые позволяют учесть сложный характер деформирования пружины. Сравнительный анализ показал, что результаты расчёта по приведённым методам имеют количественную и качественную сходимость. Даны рекомендации для решения задач подобного типа.

В статье приведён анализ условий работы демпфирующего устройства, применяемого на серийно выпускаемом грузовом автомобиле, по различным дорожным покрытиям (ровный асфальт, ровный булыжник), с различными скоростями. Основной особенностью работы амортизаторов грузовых автомобилей является работа в зоне малых скоростей - до 0,2 м/с, перемещения штока с периодическими всплесками значений скоростей до 1 м/с и выше. В статье отражено, что данная отличительная особенность не позволяет в полной мере использовать в конструкции амортизатора с рекуперативным эффектом линейной электрической машины. Отмечена целесообразность использования вращающегося генератора, позволяющего развивать пиковую полезную мощность до 1200-1300 Вт. В данном случае стоит проблема преобразования поступательного движения штока во вращательное движение ротора электрической машины. В статье приводится суждение о наиболее подходящей для этого шарико-винтовой передаче, которая имеет возможность работать в условиях динамических нагрузок, присущим элементам подвески грузового автомобиля. Применения к амортизаторам жёстких требований по массово-габаритным характеристикам, а именно соответствие параметров применяемым на данный момент конструкциям, не позволяет создать устройство, повторяющее демпфирующие характеристики существующих гидравлических. Решение данной проблемы возможно за счёт изменения габаритных размеров устройства, повышения его рекуперативных свойств или с помощью гибридной электрогидравлической конструкции. В статье представлен эскиз амортизатора с рекуперативным эффектом, поясняющий принцип построения конструкции амортизатора с синхронным генератором с постоянными магнитами на основе шарико-винтовой передачи для применения в системах подрессоривания грузовых автомобилей.

В статье рассматривается один из возможных путей построения робототехнических средств дефектоскопии таких объектов, как корпуса судов, плотины, внутренние стенки ядерных реакторов. Для решения подобного рода задач требуется обеспечение высокоточного позиционирования измерителей относительно обследуемой поверхности. Достижение такой точности является нетривиальной задачей как для мобильных наземных роботов, так и телеуправляемого необитаемого подводного аппарата (ТНПА), передвижение в воде которых осуществляется только за счёт использования традиционных для подводной техники движителей типа «гребной винт». Предварительное обоснование показывает, что движительный комплекс аппарата должен быть гибридным и включать в свой состав не только гребные винты, но и контактные движители, например колёсные или гусеничные. Для выявления особенностей функционирования, определения требований к информационно-измерительному комплексу, разработки и проверке алгоритмов системы управления движением ТНПА необходимо создание математической модели, учитывающей все возможности гибридного движительного комплекса и условия функционирования системы. В статье представлена математическая модель движения телеуправляемого необитаемого подводного аппарата (ТНПА) с движителями различных типов, учитывающая все основные особенности условий эксплуатации и организации работы гибридных движительных комплексов. На её основе возможно проведение исследований свойств системы, включающей комбинированное использование средств движения различного типа, а также проверка применимости как традиционных, так и новых алгоритмов системы управления движением ТНПА для случая перемещения по обследуемой поверхности, которая будет осуществлена в наших последующих исследованиях.