/
Автор: Никифоров Г.С. Барский И.Б. Борисов С.Г. Галягин В.А. Геккер Ф.Р. Колодий Ю.К.
Теги: техника средств транспорта автодорожный транспорт инженерия транспорт машиностроение инженерное дело издательство машиностроение
ISBN: 5-217-00479-7
Год: 1989
Текст
СЦЕПЛЕНИЯ
ТРАНСПОРТНЫХ
и тяговых
МАШИН
ББК 39.32-04
С92
УДК 629.1.013.3/8
Авторы: И. Б. Барский, С. Г. Борисов, В. А. Галягин, Ф. Р. Гек-
кер, Ю. К. Колодий, Г. С. Никифоров, А. И. Федоров, В. М. Шари-
пов, Г. М. Шеренков, И. М. Эглит
Рецензент В. М. Семенов
Сцепления транспортных и тяговых машин/И. Б. Бар-
С92 ский, С. Г. Борисов, В. А. Галягин и др.; Под ред. Ф. Р. Гек-
кера и др. — М.: Машиностроение, 1989. — 344 с.: ил.
ISBN 5-217-00479-7
Даны анализ конструкций, проектирование, метод расчета и испы-
таний сцеплений автомобилей, тракторов и других транспортных и
тяговых машин.
Для инженерно-технических работников автомобильной, тракторной
и других отраслей машиностроения.
2705140200—212
-------------212—89
038(01)—89
ББК 39.32-04
ISBN 5-217-00479-7
© И. Б. Барский, С. Г. Борисов,
В. А. Галягин и др., 1989
ПРЕДИСЛОВИЕ
Повышение эффективности народного хозяйства непосредст-
венно связано с развитием машиностроительного комплекса,
важную часть которого составляет автотракторостроение.
В современных автомобилях, тракторах и других транспорт-
ных и тяговых машинах одним из агрегатов трансмиссии являет-
ся фрикционное сцепление (ФС). Долговечность данного агрега-
та не всегда в полной мере отвечает требованиям сегодняшнего
дня.
Разносторонние и разноплановые исследования различных
авторов показывают, что ограниченность ресурса ФС связана с
тем, что их расчеты и проектирование ведутся без детального
учета взаимосвязанных динамических, тепловых и фрикционных
процессов, возникающих на парах трения (ПТ) ФС.
За последние 20 лет выполнено значительное число работ по
теории, расчету и испытаниям ФС. Наличие большого количества
разрозненных несистематизированных публикаций приводит к
затруднениям инженерно-технических работников при создании
и внедрении в производство высокоэффективных, технологичных
и надежных в эксплуатации ФС.
В основу данной книги авторы положили свои теоретические
и экспериментальные разработки по исследованию процессов,
протекающих в ФС при их включении и буксовании, которые
позволили объяснить физику явлений на поверхностях трения и
обосновать конструктивные мероприятия, проводимые различны-
ми организациями для повышения надежности ФС. Кроме этих
оригинальных материалов, приведен анализ отечественной и за-
рубежной литературы и конструкций ФС, изготовленных различ-
ными зарубежными фирмами и отечественными предприятиями.
В книге даются не только традиционные методы выбора основ-
ных параметров ФС, но и перспективные, базирующиеся на ис-
пользовании бурно развивающейся вычислительной техники —
это методы математического моделирования динамических, теп-
ловых и фрикционных процессов в ФС, являющиеся основой
создания расчетных модулей, используемых в САПР.
Настоящее издание является первой попыткой обобщить ра-
боты по ФС и потому не может претендовать на полное освеще-
ние всех аспектов этой проблемы. Авторы надеются, что книга
будет способствовать созданию надежных ФС для транспортных
и тяговых машин.
3
1. КОНСТРУКЦИИ СЦЕПЛЕНИЙ И ТЕНДЕНЦИИ ИХ РАЗВИТИЯ
1.1. НАЗНАЧЕНИЕ, ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ
ТРЕБОВАНИЯ И КЛАССИФИКАЦИЯ
Классическая схема трансмиссии, включающая ФС и ступен-
чатую коробку передач, остается самой распространенной и в на-
стоящее время.
В этой схеме ФС служит для надежной передачи крутящего
момента от двигателя к трансмиссии, а также для их кратковре-
менного разъединения с целью переключения передач и после-
дующего плавного разгона машины. Кроме того, оно предохраня-
ет трансмиссию и двигатель от чрезмерных перегрузок при рез-
ких изменениях режима движения машины.
Современное типовое ФС (рис. 1.1) состоит из двух групп де-
талей, первая из которых образует механизм собственно сцепле-
ния, а вторая-—привод сцепления. Первая группа деталей со-
стоит из ведущих и ведомых частей, передающих крутящий мо-
мент двигателя, и нажимного устройства в сборе. Ведущими
частями являются чаще всего торцевая часть маховика 1 двига-
теля и нажимной диск 3 в сборе с кожухом сцепления (опор-
ным диском) 9, закрепленным на маховике. Ведомыми частями
являются ведомый диск (ВД) 2 в сборе и вал 10. Если ФС имеет
более одного ВД, то между ними устанавливают промежуточ-
ные ведущие диски. Нажимное устройство чаще всего имеет пру-
жины 8 (винтовые или тарельчатые), устанавливаемые обычно
между нажимным диском и кожухом, а также рычажную систему
Рис. 1.1. Принципиальная схема ФС
4
4 для перемещения нажимного диска (при применении разрезной
тарельчатой пружины роль рычагов выполняют ее лепестки).
Привод сцепления соединяет педаль 7 с выжимным подшип-
ником муфты выключения (МВ) 5 сцепления посредством проме-
жуточной рычажной системы 11, содержащей иногда различные
усилители. Иногда на МВ монтируют тормозок 6, позволяющий
уменьшить время переключения передач за счет быстрого вырав-
нивания угловых скоростей ведущего и ведомого валов.
Различают два состояния ФС: включенное (рис. 1.1, а) и вы-
ключенное (рис. 1.1, б). Включенное состояние характеризуется
тем, что диски ФС находятся под полным нажимным усилием
Рнж пружин 8, обеспечивающим надежную передачу крутящего
момента двигателя без их пробуксовывания. При этом между
нажимными лапками рычагов 4 и торцем выжимного подшипни-
ка в большинстве известных конструкций должен быть зазор
Д^, гарантирующий отсутствие блокировки нажимных пружин.
Зазор Дг должен быть и между вращающимися и неподвиж-
ными частями тормоза 6.
Для выключения ФС водитель прикладывает усилие Ро к пе-
дали 7, в результате чего МВ 5 передвигается влево на расстоя-
ние $вык. При этом после выбора зазора Д^ торец выжимного
подшипника давит на лапки рычагов 4 и, поворачивая их вокруг
своих осей, тем самым отводит нажимной диск от ведомого, вы-
ключая ФС. Одновременно с этим движется влево и тормоз 6,
связанный упругой связью с МВ 5, который после устранения за-
зора Дг останавливает вал с ВД 2.
К современным ФС предъявляется целый комплекс разнооб-
разных требований. Важнейшими из них являются безотказность
в работе, обеспечение условий труда и охраны окружающей сре-
ды, высокие технико-экономические показатели в производстве
и эксплуатации, а также ряд конструктивных требований.
Известно, что безотказность характеризует непрерывную ра-
боту узла или агрегата в течение некоторого времени или нара-
ботки. Поэтому высокая безотказность ФС предопределяет мини-
мальный объем затрат (работ) на его обслуживание в эксплуата-
ции. Безотказность ФС зависит от качества его изготовления,
конструктивных особенностей, условий эксплуатации.
Немало отказов ФС связано с несвоевременным техобслужи-
ванием —• смазыванием деталей и проведением соответствующих
регулировок. Чтобы это исключить, в современных ФС за счет
подбора материалов ПТ, применения закрытых подшипников и
новых типов масел для ресурсного смазывания обеспечива-
ется работоспособность узлов и деталей на весь заданный срок
службы.
В большинстве ФС нажимное усилие на поверхности тре-
ния принудительно (вручную) не регулируется. Появились ФС,
где отсутствует зазор Ay. Таким образом, при конструировании
5
1.1. Вероятность безотказной работы основных элементов ФС
до первого капитального ремонта двигателя
Фрикционное сцепление Накладки Нажимной и промежуточ- ный ДИСКИ Демпфер Муфта вы ключения
Однодисковое грузовых авто- 0,6 ..0,8 0,7. ..0,8 0,6 . .. 0,7 0,5.. .0,6
мобилей Двухдисковое грузовых авто- 0,6., ..0,7 0,7 . ..0,8 0,7 .. .0,8 0,6 .. .0,7
мобилей Однодисковое легковых авто- 0,8. .. 0,7 0,8 . ..0,9 0,8 .. .0,9 0,6.. .0,8
мобилей Одиодисковое тракторное 0,6 . ..0,7 0,7. ..0,8 0,6.. .0,7 0,5.. .0,6
Двухдисковое тракторное 0,5 . .. 0,6 0,6. ..0,7 0,7.. . 0,8 0,6.. .. 0,7
Однодисковое автопогрузчиков 0,2. ..0,3 0,4 . .. 0,6 0,6.. . 0,7 0,1 . ... 0,2
можно свести до минимума объем регулировочных работ или
исключить их совсем.
Необходимость ремонта вызывается достижением предельно-
го состояния детали (поломка, износ, сквозные трещины и др.).
Чаще всего в ФС заменяют: фрикционные накладки и ступицы у
ВД, подшипники МВ и ВД, детали механизма выключения.
Для ФС тяговых и транспортных машин экономически выгод-
но, чтобы долговечность их основных узлов и деталей была равна
сроку службы двигателя до капитального ремонта. Из табл. 1.1
видно, что эти цели еще не достигнуты. Поэтому в нормативно-
технической документации часто предусматривается в течение
заданного срока службы 1...2 замены ВД, шлифование нажимно-
го и промежуточного дисков и др.
Надежность ФС во многом предопределяется выбором его
основных размеров. Стремление уменьшить массу и габариты не
должно быть самоцелью. Фрикционное сцепление работает в
системе «двигатель—трансмиссия», и ее основные параметры
должны находиться в определенном соответствии.
В качестве одного из критериев нагруженности ФС принима-
ют отношение максимального крутящего момента двигателя
Мд шах к площади накладок ФС А». Анализ показывает, что за
50 лет этот критерий вырос в ФС легковых автомобилей в 1,8...2,5
раза, грузовых автомобилей — в 1,3... 1,6 раза, тракторов —в 1,3...
1,5 раза. Учитывая, что долговечность современных ФС в 3...4 ра-
за выше, чем 50 лет назад, можно сделать вывод о значительном
прогрессе в развитии их конструкций и материалов.
Условия труда водителя определяются его ощущением и за-
тратами усилий на управление ФС. Неприятные ощущения, свя-
занные с работой ФС, возникают обычно при трогании машины с
места от крутильных колебаний трансмиссии и нарушения плав-
ности хода, т. е. от резкого изменения ускорений. Этот дефект
6
принято называть «дерганием» машины. Он возникает тогда,
когда частота возмущающих воздействий приближается или
совпадает с низшей частотой собственных колебаний трансмис-
сии, которая обычно равна 10... 12 Гц. Частота колебаний при
«дергании», как правило, равна частоте вращения коленчатого
вала. Источниками этих воздействий могут быть: несоосность
ведущих и ведомых частей ФС, попадание масла на поверхно-
сти трения, неисправности в системах питания и зажигания дви-
гателя, т. е. факторы, нарушающие равномерную передачу кру-
тящего момента.
Усилия водителя на управление ФС определяются работой,
затрачиваемой на единичное включение-выключение, умножен-
ной на число таких операций за определенный период времени
(или пути). Последнее зависит от условий эксплуатации и ква-
лификации водителя и может изменяться в 10 и более раз. Ра-
бота Ьвык, затрачиваемая на выключение ФС, обычно больше
работы £вк на его включение, так как потери в приводе состав-
ляют 20...50%. Большая цифра относится к механическим при-
водам с небольшим КПД. Применительно к ФС легковых авто-
мобилей обычно считают, что легкость управления определяется
усилием на педали Рп, ходом педали sn (см. рис. 1.1) и равно-
мерностью включения. Если два последних параметра приемле-
мы, то при Рп^110 Н управление считается легким, при PnsC
160 Н—-средним и при Рп>160 Н — тяжелым. В этих случа-
ях зп=0,065...0,14 м, a LBblK (без учета привода) будет состав-
лять И...26 Дж. Применительно к тракторам рекомендуется
$п~0,15 м и Рп=60...120 Н, где меньшая цифра относится к ФС
непостоянно замкнутого типа. Для грузовых автомобилей
ЕпСДбО Н (если привод с усилителем) и Рп^250 Н (без уси-
лителя). При этом $п~0,2 м и предельное значение Ьвык не
должно превышать 30 ... 50 Дж.
Согласно требованиям охраны окружающей среды, во вре-
мя работы ФС не должна выделяться пыль и не должен появ-
ляться неприятный запах, так как полностью герметизировать
картер и кабину (салон) машины не всегда возможно и целесо-
образно. Установлено, что пыль, представляющая собой продук-
ты изнашивания накладок на асбестовой основе, содержит
канцерогенные вещества. Например, на 1 км пути легковой авто-
мобиль выделяет от изнашивания накладок тормозов и ФС око-
ло 18 мг асбеста, который попадает в окружающую среду и оста-
ется в виде пыли непосредственно в кузове автомобиля. В связи
с общим расширением мер по охране окружающей среды в СССР
и других странах проводятся работы по замене асбеста. При про-
ектировании ФС следует учитывать эту тенденцию.
Оптимальность технико-экономических показателей достига-
ется сочетанием высокого качества ФС с минимальными затрата-
ми на их изготовление. В производстве ФС нормативно-чистая
7
продукция составляет значительную часть, так как доля покуп-
ных изделий (накладки, подшипники) невелика. Показатель
нормативно-чистой продукции зависит от организации производ-
ства, конструкции ФС и технологии их изготовления. При опре-
деленном уровне качества изделий все экономические показате-
ли растут, если производство носит массовый характер, конструк-
ции узлов и деталей технологичны и унифицированы, а
материалоемкость и число деталей минимальны.
К конструктивным требованиям следует отнести: необходи-
мость обеспечить «чистоту» выключения ФС, уравновешенность
его вращающихся деталей и малый момент инерции его ВД. Под
«чистотой» выключения ФС подразумевается отсутствие поводко-
вых моментов на ПТ, приводящих к дополнительному их нагреву
и истиранию, а также к затруднению переключения передач.
Уравновешенность ФС исключает возникновение нежелательных
радиальных сил, препятствующих нормальному функционирова-
нию нажимного механизма. Малый момент инерции ВД способ-
ствует более быстрому выравниванию окружных скоростей шес-
терен с целью безударного переключения передач.
В последующих разделах рассматривается соответствие суще-
ствующих конструкций ФС и изложенных требований.
Наиболее полная классификация ФС и их элементов приведе-
на на рис. 1.2.
1.2. ОДНОДИСКОВЫЕ СЦЕПЛЕНИЯ
На первых тяговых и транспортных машинах применялись
ФС с барабанной и конусной формой трущихся поверхностей,
но с началом массового производства они были вытеснены дис-
ковыми ФС, у которых в настоящее время и в обозримом буду-
щем нет конкурентов. Поэтому в дальнейшем рассматриваются
только ФС с этой формой ПТ. Среди них наибольшее распро-
странение имеют однодисковые ФС, основные части и назначе-
ние которых кратко были рассмотрены на рис. 1.1.
В нажимных устройствах ФС для создания силы Ртк, как вид-
но из рис. 1.2, могут использоваться различные способы. Однако
механический способ остается наиболее распространенным бла-
годаря простоте и надежности.
В зависимости от конструкции механических нажимных уст-
ройств, обусловливающей состояние ФС в большую часть време-
ни, они подразделяются на постоянно и непостоянно замкнутые.
Непостоянно замкнутые ФС, обычно рычажного типа, применя-
ются на тракторах, экскаваторах и строительно-дорожных маши-
нах. Механизмы включения этих ФС бывают жесткими и с ком-
пенсационными пружинами, которые позволяют практически
избежать снижения силы Ри при изнашивании накладок. Приме-
ры различных конструкций, а также параметры отечественных и
8
ФС транспортных и
тяговых машин
По типу нажимного устройства По способу регулировки нажимного усилия По состоянию поверхностей трения По форме поверхностей трения По числу силовых потоковf передаваемых ФС
| Число дисков \
I| Профильный f f Слружинани j
Пружины
I ......
f Центральные |
) Периферийные |-
I винтовые
I Разрезные j
35
g
Рычажно-
кулачковые
системы
Пружины
и грузы
Упругие
элементы
ti
Упругие
элементы
и трение
Много-
ступенчатый
Одно-
ступенчатый
| Денвер ~]
—J __ ' :_1_^ r-2E_ rL±=-±_i="^l_^
I один I I Два I I Три | I Иного I | Есть | | Hem |
Рис.
1.2. Классификация ФС
тяговых
и
транспортных машин
9
зарубежных непостоянно замкнутых ФС приведены в работах
[8, 55]. Поэтому в дальнейшем нами рассматриваются только
постоянно замкнутые ФС как наиболее распространенные.
При использовании в нажимном устройстве пружин и грузов
первоначальное усилие Рн создается обычными пружинами, а до-
полнительное— центробежной силой грузов, установленных на
рычагах выключения. Такая схема нажимного устройства имеет
существенные недостатки: большое усилие, требуемое для вы-
ключения ФС при высоких частотах вращения коленчатого вала
двигателя; появление большого момента трения при высоких
скоростях и, как следствие, потеря ФС способности снижать
динамические нагрузки в трансмиссии. Вследствие этого приме-
нение подобных ФС весьма ограничено. Они достаточно подроб-
но описаны в работе [8].
Наибольшее распространение в нажимных устройствах ФС
получили чисто пружинные механизмы, как с периферийным,
так и с центральным расположением пружин.
Нажимные устройства с периферийно расположенными
пружинами
Многие отечественные и зарубежные ФС имеют периферий-
но расположенные нажимные пружины, равномерно размещен-
ные по одной или двум концентрическим окружностям нажимно-
го диска.
Так как нажимные пружины располагаются между кожухом
и нажимным диском, то, учитывая потери в направляющих по-
следнего, их усилие передается непосредственно на ПТ. Цилинд-
рические винтовые пружины, применяющиеся в таких конструк-
циях, имеют линейную характеристику. Это означает, что при
износе ПТ деформация пружин и их усилие РНН( будут уменьшать-
ся. Этот недостаток менее заметен, когда применяют пружины
пониженной жесткости. Однако такие пружины имеют большие
габариты (длину), что, кроме затруднений в компоновке, приво-
дит к тому, что может быть потеряна их продольная устойчи-
вость под действием значительных центробежных сил. При этом
витки пружин могут касаться или направляющих выступов на-
жимного диска, или стаканов кожуха, в результате чего дальней-
шее снижение усилия Рн при частоте вращения 6000 мин-1 может
достичь 10%. Поэтому часто применяют сдвоенные цилиндриче-
ские пружины различной жесткости.
Нажимные пружины должны обладать высокой прочностью
при циклических нагрузках и температурах до 150°С. Такие свой-
ства имеют материалы с высокими значениями допускаемых на-
пряжений [т] и с низким модулем упругости G. Наиболее часто
используются стали 50ХФА, 68ГА, имеющие [т] =830...860 МПа
и 42...50 HRC3. После навивки следуют отпуск пружин и дробе-
10
Рис. 1.3. ФС с периферийным расположением пружин фирмы АП:
1 — кожух; 2 — нажимной диск; 3 — пята; 4 — рычаг; 5 — гайка; 6 — ось; 7 —
опорная пластина; 8 — цапфа; 9 — ведущая пластина
струйная обработка. Для предотвращения коррозии пружины
подвергают дополнительной обработке (фосфатирование, цинко-
вание, кадмирование и т. п. или окраска). Процесс обработки
часто заканчивается термофиксацией, когда пружина выдержи-
вается при температуре f)=200cC под определенной нагрузкой.
У пружин обычно контролируют длину в свободном состоя-
нии, наружный диаметр, перпендикулярность торцев относитель-
но продольной оси, нагрузку при заданной осадке. Последний
показатель основной, так как определяет рабочее усилие ПТ
включенного ФС. Современная технология обеспечивает откло-
нение номинального усилия в пределах 5%. Иногда пружины
контролируют на ползучесть. Для этого, например, определяют
снижение усилия после шестичасовой выдержки при температу-
ре 200°С.
Основные параметры цилиндрических винтовых пружин ФС
отечественного производства представлены в работе [55]. Типо-
размерный ряд однодисковых ФС с периферийно расположенны-
ми пружинами фирмы «Фихтель и Сакс» (ФРГ) представлен в
табл. 1.2, а типичное ФС фирмы АП (Великобритания) —на рис.
1.3. Технические характеристики и конструкции ФС других фирм
достаточно полно представлены в работах [8, 54, 55].
11
1.2. Основные параметры однодисковых ФС
с периферийно расположенными винтовыми пружинами
фирмы «Фихтель и Сакс»
для грузовых автомобилей, тракторов и других машин
Параметр Типоразмер
G250 G280 G310: GF310 G350; GF350 G380; GF380 G420; GF420; GF420X
Максимальный момент двигателя Мд max, Н’ М 250 300 380 500 700 900 900 1400
Наружный/внутренний диаметры на- 250 280 310 350 380 420
кладок D„/DB, мм 155 165 175 195 200 220
Номинальная площадь трения Ак, см2 604 806 1035 1320 1600 2000
Номер картера (по SAE) 5 4 3 3 2 1
Масса ведущих частей тв.ч, кг 9,35 П,4 16,6 19,7 25,0 27,6 31,0 34,8 41,2 45 49,9
Ход выключения выжимного подшип- ника £вык, ММ 10+2 10+2 10+2 10+2 10+2 10+2
Усилие выключения на выжимном подшипнике Рвык, Н 1800 2600 2800 3300 3400 4000 4000 5700
Момент инерции ведущих частей 7В.Ч, кг-м2 0,104 0,159 0,265; 0,367 0,54; 0,609' 0,688; 0,88 1,0; 1,369; 1,544
Максимально допустимая частота вращения [и], мин-1 3000 3000 3000 2800 2800 2700
Конструкции ФС с периферийным расположением пружин
имеют много общего. Наиболее важная особенность заключается
в способе передачи крутящего момента от маховика или кожуха
ФС к нажимному диску. Для этого в основном используют два
типа соединений: паз — шип и тангенциальные упругие пластины.
Паз—шип применяют в двух вариантах: для соединения нажим-
ного диска с кожухом и нажимного диска с маховиком.
Первый вариант предусматривает передачу крутящего момен-
та от маховика на кожух и далее на нажимной диск. Одно из
наиболее распространенных решений: в кожухе делаются окна,
в которые входят приливы нажимного диска (см. рис. 1.5). Такое
соединение способно передавать и большие значения крутящего
момента, если кожух ФС имеет достаточную толщину. Другое
конструктивное решение: в нажимном диске делаются отверстия
(не менее трех), в которых при скольжении диска проходят на-
правляющие, закрепленные в кожухе. Такое решение применимо
12
Рис. 1.4. ФС Д5Т (фирма АП) с раз-
резной тарельчатой пружиной:
/ — тарельчатая разрезная пружина; 2 —
кольцо; 3 — кожух; 4 — ведущая пластина;
О — область контакта пружины с нажим-
ным диском
лишь для ФС с весьма жестким
(лучше литым) кожухом, рабо-
тающим при умеренных скоро-
стях и нагрузках.
При больших значениях кру-
тящего момента нажимной диск
соединяется с маховиком, т. е.
применяется второй вариант.
В качестве направляющих могут
использоваться специальные
шпильки, на которых крепятся
нажимной диск и кожух ФС. На-
жимной диск в этом случае имеет отверстия или прорези, рас-
положенные по его периферии. Если маховик чашеобразный, в
качестве шипа используются сухари и шпонки, а паз выполняет-
ся на нажимном диске. В автомобильных ФС шипы чаще всего
образуются приливами нажимного диска, а пазы — прорезями в
ободе маховика.
Общий недостаток этого соединения заключается в значитель-
ных потерях на трение. Особенно это заметно у ФС, работающих
с чашеобразным маховиком. Из-за неодинакового нагрева (ох-
лаждения) маховика и нажимного диска их размеры изменяются
по-разному, в результате чего нарушаются зазоры в соединении
и нормальная работа ФС. Поэтому наиболее распространенной
является передача крутящего момента с помощью тангенциаль-
но расположенных пластин, один конец которых соединен с ко-
жухом, а другой — с нажимным диском (рис. 1.4). Достоинства
соединения заключаются в ликвидации потерь на трение, высо-
кой несущей способности, устранении опасности заедания нажим-
ного диска и предотвращении повышенных вибраций в связи со
стабилизацией эксплуатационного дисбаланса ведущих час-
тей ФС.
Отвод нажимного диска при выключении ФС с периферийны-
ми пружинами осуществляется рычажным механизмом отвода.
Число рычагов в зависимости от размеров ФС колеблется от 3
до 6. Чаще всего используются кованые или штампованные рыча-
ги первого рода. Преимущество последних заключается в мень-
шей массе, что несколько снижает усилие выключения. Чтобы
инерционные силы на рычагах не влияли на значение нажимного
усилия Рнт, центр тяжести располагают возможно ближе к ко-
роткому плечу. Передаточное число рычагов колеблется от 3,5 до
6,5; большие значения используются в ФС тяжелых транспортных
13
машин. Для штампованных рычагов применяют стали типа 08КП
с цианированием на глубину 0,3...0,5 мм и последующей закалкой
до 56...62 HRC3. Для кованых рычагов применяют стали 40...50.
Иногда поковки заменяются стальными отливками. На большин-
стве зарубежных ФС поверхность рычага, контактируемая с вы-
жимным подшипником, покрывается износостойким слоем (на-
пример, молибденом) или подвергается закалке ТВЧ. Последний
способ используется и в отечественной практике.
Борьба с механическими потерями в механизме отвода выз-
вала большое разнообразие соединений рычагов отводки с ко-
жухом и нажимным диском. На рис. 1.5, а механизм отвода на-
жимного диска состоит из трех корытообразных отжимных
рычагов 6, упоров 5, пяты 8, оттяжных болтов (тяг) 4, регулиро-
вочных гаек 3 с шайбами 2 и пружин 7. Чтобы обеспечить равно-
мерный отход нажимного диска 1 от ВД, используется пята 8,
прижатая к рычагам пружинами 7. Все сопряжения этого меха-
низма, как и многих других ФС, работают без смазывания, с
трением скольжения. Отсюда значительные потери на трение,
изнашивание и потребность в частых регулировках при эксплуа-
тации. Этих недостатков в значительной мере лишена простая и
надежная конструкция, показанная на рис. 1.5, б. Одна опора
рычага 9 выполнена на игольчатом подшипнике 10, а другая со-
стоит из ролика 12, перекатывающегося по неподвижной оси 11.
Ось установлена в вилке 13, соединенной с кожухом 15 болтом 14.
Роль пяты здесь выполняют регулировочные винты 16.
Потери на трение сводятся к минимуму и в механизме, пока-
занном на рис. 1.3. Отжимной рычаг 4 вращается на оси 6, уста-
14
новленной свободно в цапфе 8. Один конец цапфы заходит сво-
бодно в отверстие нажимного диска 2, а другой закреплен на
кожухе 1 гайкой 5, имеющей сферическую поверхность. Между
коротким концом рычага и приливом нажимного диска установ-
лена пластина 7. Внутренние концы рычагов объединены пятой
3. Большое число деталей и сложная форма нажимного диска
(крюкообразный, приливы, отверстия под цапфы и др.) являют-
ся недостатками этой конструкции.
Одна из наиболее распространенных и надежных конструк-
ций, имеющих относительно небольшие потери на трение, пока-
зана на рис. 1.5, в. В ней обе опоры рычага 9 имеют игольчатые
подшипники 10. Поворот рычага 9 осуществляется вокруг оси 11,
установленной в вилке 13. Положение рычагов относительно на-
жимного диска 1 регулируется гайкой 18 и фиксируется пружи-
ной 17, помещенной между вилкой и кожухом 15.
Нажимные устройства с центрально расположенными пружинами
В первых конструкциях такого типа применялись винтовые
нажимные пружины цилиндрической или конической формы. Та-
кие ФС включали систему рычагов, передающих усилие от пру-
жины к нажимному диску. Они обладали повышенной плавно-
стью включения, так как система тяг и рычагов имела определен-
ную упругость. У них меньшее усилие на выжимной подшипник
и лучшая уравновешенность, чем у ФС с периферийно располо-
женными пружинами. Однако кардинальное улучшение характе-
ристик ФС связано с применением центрально расположенных
тарельчатых (цельных или разрезных) пружин.
В СССР разрезные тарельчатые пружины выпускаются Волж-
ским автомобильным (ВАЗ) и Тюменским моторным (ТМЗ) за-
водами. Большинство новых отечественных автомобилей и неко-
торых тракторов и комбайнов будут иметь ФС такого типа.
Перспективная конструкция ФС для легковых автомобилей ВАЗ,
АЗЛК и Запорожского автозавода (ЗАЗ) приведена на рис. 1.4,
а типоразмерный ряд — в табл. 1.3.
Для производства тарельчатых пружин используются холод-
нокатаные калиброванные листы из стали 85 или 50ХГФА. Ти-
пичная технология включает в себя вырубку заготовки на много-
позиционном прессе, шлифование (при необходимости) ее с обе-
их сторон, закалку с формообразованием и отпуск до 42...
48 HRC3, дробеструйную обработку в течение 6... 12 мин,
фосфатирование с промасливанием. Кроме того, часто применя-
ется термофиксация (например, одночасовая выдержка при
температуре 200°С) и нанесение износостойкого покрытия (на-
пример, молибденового) на поверхность контакта пружины с
выжимным подшипником. Все пружины подвергаются контролю
по нагрузке, причем отклонение от номинального значения не
15
16
1.3. Основные параметры ФС с разрезными тарельчатыми пружинами
типоразмерного ряда фирмы АП
Параметр DST DS
160 170 180 190 200 2.15 240 350 280 310 330 350 380 420
Мд max, Н * М £)н/£>в, мм Ав, см2 Номер картера (по SAE) тв.ч, кг 5вык, ММ Рк, Н 7в.ч, кг-м2 [л], мин-1 Масса ВД, кг Легковые и грузовые автомобили 80 100 110 135 150 220 300 700 160 170 180 191 200 215 240 352 112 120 128 136 136 152 155 216 200 230 258 284 290 394 528 1174 666 — 55 — 3 2,5 2,6 2,62 3,02 4,0 4,48 6,0 23 — — 7 — — — — 9,8 — — 8850 — — — — — 0,015 0,017 0,018 0,023 0,032 0,041 0,06 0,49 9000 9000 9000 9000 9000 8000 7000 4500 0,65 0,7 0,74 0,9 1,0 1,2 1,4 4,9 Грузовые автомобили и тракторы 350 450 500 700 900 1400 280 308 325 352 380 420 170 190 200 216 206 242 720 812 980 1174 1600 1868 — 4 3 3 2 1 10,1 13,5 17,6 23 28 35,6 9,12 10,15 10,8 10,15 10,15 — 8900 9030 10 400 11 300 11 300 12000 0,15 0,24 0,325 0,49 0,64 1,06 6000 4500 4500 4000 4000 3500 2,05 3 3,8 4,9 5,1 7,54
Момент инерции ВД, кгХ
0,0015 0,0017 0,0022 0,0028 0,0034 0,005 0,0068 0,05 0,014 0,02 0,035 0,05 0,69 0,127
который прямо пропорционален
Рис. 1.6. Упругие характеристики
нажимных устройств с пружи-
нами:
t — разрезной тарельчатой; 2 — вин-
товыми; №нж — перемещение иажимно-
ного диска
должно превышать 5...7%-
Выборочно проверяется
усталостная прочность при
1 млн циклов нагружения.
Главная особенность та-
рельчатой пружины заклю-
чается в ее нелинейной ха-
рактеристике (рис. 1.6). Это
имеет решающее значение
для сохранения в течение
заданного срока службы не-
обходимого момента трения,
нажимному усилию Рнж. Из рис. 1.6 следует, что при одинако-
вом износе накладок Д/i сравниваемых ФС у конструкции с вин-
товыми пружинами нажимное усилие ДР'НЖ снижается до 80...
70% первоначального значения, в то время как у конструкций
с тарельчатой пружиной оно может остаться таким же или даже
стать больше. Из графиков также видно, что энергозатраты на
выключение ФС с тарельчатой пружиной меньше, чем у ФС с
винтовыми пружинами.
Улучшить статические характеристики тарельчатых пружин
можно: 1) выбором оптимальных соотношений геометрических
параметров неразрезанной части пружины; 2) созданием опре-
деленных условий контакта пружины с опорной поверхностью
нажимного диска (см. площадку О на рис. 1.4).
Так, если опорная поверхность выполнена в виде тора, то пе-
репад нажимного усилия ДРНж пружины уменьшается в 2...3 ра-
за, а если в виде поверхностей переменной кривизны, то в 4 раза.
Более пологие характеристики нажимных устройств могут быть
получены за счет конструктивных решений, например сочетанием
пружин различного типа.
Характеристики пружин зависят и от способа их крепления
на кожухе. На рис. 1.7 показаны способы крепления пружин в
ФС фирмы «Валео» (Франция), а табл. 4.1 — их параметры.
В более ранних конструкциях типа DB (рис. 1.7, а) соединение
пружины 3 с кожухом 1 осуществлялось заклепками 4 и двумя
кольцами 5, расположенными с обеих сторон пружины. Из-за
деформации кожуха при включении-выключении ФС и в связи с
наличием зазора между пружиной и кольцами отвод нажимного
диска 2 начинается не одновременно с приложением нагрузки к
выжимному подшипнику. Кроме того, при том же ходе выжимно-
17
Рис. 1.7. Способы крепления разрезной тарельчатой пружины ФС фирмы
«Валео» и изменение отвода нажимного диска в процессе работы:
Д — отвод нажимного диска; — число циклов
18
1.4. Основные параметры ФС с разрезными тарельчатыми пружинами фирмы «Валео»
Параметр DB DBR
350 380 430 160 180 200 215 235 250 280 310
Грузовые автомобили и тракторы Легковые автомобили и грузовые автомобили малой грузоподъемности Грузовые автомобили
max, Н> М 750 900 1250 100 130 160 200 270 280 370 500
D„/DB, мм 352 380 430 160 181,5 200 215 228,6 250 280 310
195 215 242 110 127 137 145 155 155 165 175
Ди, см2 — 1535 1980 212 267 327 395 442; 436 604 806 1035
Номер картера (по SAE) — 2 1 6 6 5 5 4 4 4 4
тв.ч, кг 19,5 25 34 2,0 2,65 4,25 4,75 6,2 7,6 10,35 15
£>вык, ММ 11 13 13 7,5 7,5 8 8 8,5 10 8,5 11,5
Рвык, Н, не более — 4450 6800 1400 1450 1750 1950 2300 2700 2800 3900
Л.ч, кг-м2 0,391 0,566 0,952 0,0105 0,0169 0,0314 0,041 0,063 0,095 0,147 0,263
[я], мин-1 4500 4000 3500 9500 8500 7500 7000 6000 6000 5500 5000
Радиус инерции ведущих частей, м — 0,153 0,173 0,074 0,083 0,092 0,098 0,103 0,11 0,119 0,128
19
1.5. Основные параметры автомобильных ФС
с разрезными тарельчатыми пружинами (фирмы «Валео»)
Параметр 170 СР * 180 СР 190 С 215 СР »* 250 СР 280 СР 310СР 350 СР 350 С
max» Н ‘ М Легковые автомобили 120 130 150 200 Грузовые 280 370 автомобили 500 740 740
£)„/£>в, мм 170 181,5 190 215 250 280 310 352 352
120 127 130 145 155 165 175 195 195
Ан, см2 223 267 300 395 604 806 1035 1342 1342
Номер картера 6 6 6 5 4 4 4 3 3
(по SAE) /Пв.ч, кг 2,40 2,65 3,20 4,15 8 8,5 14,6 21,7 20,3
$вык, ММ 8,5 7,5 8 8 10 10,5 11,5 11 11
Увч, КГ-М2 0-.0139 0,0166 0,0213 0,0361 0,10 0,152 0,26 0,478 0,402
Т’вык, Н, ие бо- 1850 1450 1800 1950 2700 2800 3900 4750 4750
лее [п], МИН"1 9000 8500 8000 7000 6000 5500 5000 4500 4500
* Для установки на плоские маховики.
** Грузовые автомобили малой грузоподъемности.
го подшипника отвод нажимного диска ДЦ7НЖ уменьшается, как
это показано на графике, из-за износа в соединениях. Подобные
конструкции применяются в ФС типа DS фирмы АП и фирмы
«Лук» (ФРГ).
Во фрикционном сцеплении DBR фирмы «Валео» (табл. 1.4)
шарнирное соединение значительно упрощено. Пружина закреп-
ляется в нужном положении с требуемым зазором между контак-
тирующими поверхностями П (рис. 1.7, б) кожуха и головок за-
клепок 4. Преимущества этого способа — повышение надежности
соединения, уменьшение номенклатуры деталей, лучшая техноло-
гичность и, как это видно из рисунка, повышенная стабильность
характеристик. В наибольшей степени эти достоинства реализо-
ваны в ФС типа С и СР, характеристики которых представлены
в табл. 1.5. Из рис. 1.7, в видно, что опора пружины 3 образуется
выступами 6 на кожухе 1 и упругом кольце 5 треугольной попе-
речной формы. При сборке в соединении образуется предвари-
тельный натяг, исключающий появление зазоров во время работы
ФС. Опора пружины получается практически непрерывной и, сле-
довательно, распределение напряжений в диафрагме-—более
однородным. Близкое по технической сути решение применено в
ФС DST (см. рис. 1.4). Ведущие части ФС такого типа состоят
из четырех частей, что снижает массу на 27% и повышает срок
службы до 160 тыс. км пробега автомобиля [55].
20
Рис. 1.8. ФС фирмы «Валео» для тяжелых условий
эксплуатации автомобилей
Сравнивая параметры и конструкции ФС
типа DS и DST с наружным диаметром на-
кладок 200 мм, получим, что применение
последнего повышает надежность узла на
20 ...30%; уменьшает номенклатуру деталей
на 4...5 наименований, а их количество —
на 12... 15 штук; снижает массу ведущих
частей более чем на 1 кг. При этом резко
уменьшается трудоемкость сборки.
Специфика работы тракторов и грузовых
автомобилей предъявляет особые требова-
ния к конструкциям ФС. Так, в ФС фирмы
«Валео» серий С и СР (рис. 1.7, г и табл.
1.5) опорное кольцо 5 и пружина 3 стягива-
ются с кожухом 1 не отогнутыми язычками
кожуха, а гребенками 7, которые своими
зубцами входят в соответствующие отвер-
стия кожуха и пружины. Зубцы гребенки
отгибаются так, чтобы в соединении был
натяг. Зазор между нажимным и ВД при
выключении обеспечивается ведущими тан-
генциальными пластинами, передающими
крутящий момент от кожуха к нажимному
диску. В более ранних моделях отвод на-
жимного диска выполнялся специальными пластинчатыми пру-
жинами, один конец которых приклепывался к нажимному ди-
ску, а другой заводился за неразрезную часть разрезной та-
рельчатой пружины.
Описанные ФС имеют так называемую «вдавливаемую» раз-
резную тарельчатую пружину. Для тяжелых условий эксплуата-
ции автомобилей и тракторов все большее применение находят
ФС с «вытягиваемой» разрезной тарельчатой пружиной. Конст-
рукция и технические характеристики таких ФС представлены на
рис. 1.8 и в табл. 1.6. Во включенном положении ФС разрезная
тарельчатая пружина 3 имеет плоскую или вогнутую форму, од-
ну опору на кольцо 2, а другую — на выступ 4 нажимного диска,
соединенного с кожухом 1 из легких сплавов. Из рисунка видно,
что выжимной подшипник находится в постоянном контакте с
внутренними лепестками разрезной тарельчатой пружины 3. Для
выключения ФС подшипник отводится вправо, и пружина, пово-
рачиваясь относительно кольца 2, освобождает нажимной диск
от усилия Рнж. Отсюда следует, что усилие пружины не меняет
знака и мало изменяется по значению при включении-выключе-
21
22
1.6. Основные параметры ФС с «вытягиваемой»
разрезной тарельчатой пружиной
Параметру 430 DTP 430 DT MFZ 215 MFZ 228; GMZ 228 MFZ 280 GMFZ 430 DS фирмы ДП
225 | 240 310 380 430
фирма «Валео» фирма «Фихтель и Сакс»
Грузовые авто- мобили и трак- торы Легковые автомобили и небольшой мощности тракторы Грузовые автомобили и тракторы
Мд max, Н’ М 1500 1500 200 250; 280 390 270 400 500 900 1600 1800
DK/De, мм 430 430 215 228 280 225 240 310 380 430 420
242 242 146 150 165 150 150 175 200 220 220
Ан, см2 1980 1980 394 440 806 426 528 1035 1535 2250 —
Номер картера (по SAE) 1 1 — 3 — 2 1 1 1
Шв.ч, КГ 40 37,5 3,0 3,3; 4,5 9,5 6,4 5,5 17 26 39 38,28
£>вык, ММ 10,5 10,5 8+1 8+1 10+2 7+1 7+2 10+2 10+2 10+2 —
^вык, Н 7000 7000 1600 2000; 1700 2500 2000 3000 3500 4300 7000 —
Л.ч, кг-м2 1,3 1,1 0,026 0,028; 0,043 0,14 0,064 0,055 0,31 0,70 1,32 1,218
[я], МИН'1 3500 3500 6500 6000; 7000 3500 7000 6500 3000 2800 2700
нии ФС. Поэтому зазор в шарнирном соединении кожуха с пру-
жиной отсутствует, а при появлении износа •— компенсируется.
ФС с «вытягиваемыми» пружинами имеют следующие достоин-
ства: уменьшается на 30...40% усилие на выжимной подшипник и
педаль ФС, что в ряде случаев позволяет обойтись без сервоуст-
ройств в приводе; нажимное усилие пружины можно увеличить
на 30...40% по сравнению с «вдавливаемой» пружиной; у «вытя-
гиваемой» пружины при выключении не изменяется направление
действия силы, что также повышает ее долговечность; при
одинаковых размерах кожуха механизм выключения занимает
меньше места, что дает возможность на 10...15% увеличить мас-
вреждение контртел при выходе головок заклепок на поверхность
теплоотдачи; лучшие условия охлаждения ведущих частей ФС;
меньше масса и больше жесткость кожуха ФС.
Эти преимущества позволяют повысить нагрузки на 10% про-
тив ФС с «вдавливаемой» пружиной. Таким образом, однодисковые
ФС с разрезной тарельчатой пружиной в наилучшей степени от-
вечают сформулированным в подразд. 1.1 требованиям. Они
становятся наиболее распространенными не только для легковых,
но и для грузовых автомобилей, тракторов и других машин.
Муфта выключения
Муфта подшипника выключения предназначена для передачи
усилия от привода управления к вращающемуся механизму от-
вода нажимного диска и состоит из двух основных частей (рис.
1.9, а): корпуса 1 и упорного устройства 2. Здесь поверхность А
контактирует с механизмом отвода нажимного диска, а поверх-
ность Б цапфы—-с деталями привода. Стоимость МВ невелика.
Однако заменить этот узел или его слабый элемент — упорное
устройство сложно. Поэтому показатели надежности МВ и дру-
гих узлов ФС должны быть по возможности одинаковыми. Кро-
ме того, кинематика привода МВ должна обеспечивать ее соос-
ность с ведущими частями ФС, особенно в конце хода выключе-
ния, при одновременном и равномерном прилегании поверхности
А к рычагам или пяте механизма отвода нажимного диска.
С точки зрения кинематики МВ делятся на опрокидывающие-
ся (рис. 1.9, б) и центрально-ориентированные (рис. 1.9, в). Оп-
рокидывающиеся МВ непосредственно соединены цапфами 3 с
вилкой выключения 4. Это предопределяет особенности их рабо-
ты, а также преимущества и недостатки. При включении-выклю-
чении ФС такая МВ описывает дугу AhV, причем в конце хода вы-
ключения, когда усилие на МВ достигает максимума, точка С сов-
падает с осью ФС. В начале хода выключения оси ФС и МВ не сов-
падают и возникают радиальные усилия, которые передаются на
механизм отвода нажимного диска. Чтобы уменьшить эти усилия,
стремятся увеличить радиус R вилки 4. Преимущество опрокиды-
23
/I
Рис. 1.9. Муфта выключения:
а — автомобиля ЗАЗ; б и в — моделей соответственно КТ и KZ1 фирмы <Фихтель и
Сакс; г — с самоцентрирующимся подшипником фирмы «Валео»
вающихся МВ заключается в простоте конструкции, в ряде слу-
чаев отпадает необходимость и в корпусе. Тогда, как это видно
из рис. 1.9, б, вся МВ представляет собой радиально-упорный
подшипник 5. Для уменьшения контактных напряжений и увели-
чения коэффициента трения на опорной поверхности 6 иногда
устанавливают тефлоновую шайбу.
Такие МВ применяются для работы с ФС, имеющими неболь-
шие скорости и усилия выключения. В табл. 1.7 приведены их
основные размеры.
В ФС транспортных и тяговых машин в настоящее время
практически всегда используются центрально-ориентированные
МВ (рис. 1.9, в). Их корпус 1 установлен на направляющей 7,
внутри которой расположен вал ФС или коробки передач, а вил-
ка 4 имеет свободу перемещения в радиальном направлении. Так
решается основная часть проблемы соосности МВ и ФС. Совмест-
24
1.7. Основные размеры (мм) опрокидывающихся МВ
фирмы «Фихтель и Сакс»
Модель МВ Д1 Дз Д4 Lt Тз £4
КТ—00 КТ-0 KTi—1 * * С врг 29,4 60 45 10 14 21,5 76 60 33,6 72 51 12 12 20,7 86 72 41,4 72 64 14 13,5 21 112 80 щающейся внутренней обоймой.
ное движение МВ и вилки 4 при включении ФС здесь обеспечи-
вается тем, что последняя заходит в выточку корпуса. Однако
чаще всего для этих целей используются пружины. Основное
требование к соединению «корпус МВ — направляющая» заклю-
чается в том, чтобы в процессе их работы не возникало заеданий,
перекосов и иных дефектов. Корпус МВ делается из серого чугу-
на (ФС ГАЗ, ВАЗ, ЧАЗ) или из сталей 20...45 — ФС Ярославско-
го моторного (ЯМЗ), Минского тракторного (МТЗ), Алтайского
моторного (АМЗ) заводов и др. Кроме обычной для подобных
деталей механической обработки, следует закалка ТВЧ поверх-
ностей соприкосновения с рычагами отводки. Наиболее прогрес-
сивной является технология производства сборочного корпуса
(рис. 1.9, г), применяемая фирмами АП, «Валео» и др. В этом
случае втулка корпуса делается из стальной трубы, а фланец
9 — из мягких сталей типа 08кп по ГОСТ 1050—74**. После
цианирования на глубину 0,2...0,4 мм с последующей закалкой до
50...60 HRC3 фланец напрессовывается на втулку и фиксируется
посредством пластической деформации технологического бурта.
Процесс заканчивается фосфатированием корпуса и пропиткой
внутренней поверхности втулки твердой смазкой.
Иногда в корпус запрессовывают втулку из цветных металлов
или неметаллических материалов. В последнее время неметаллы
применяются и для изготовления всего корпуса. Удачный подбор
материалов, в частности пористых или самосмазывающихся,
обеспечивает нормальную работу соединения без ухода за ним
в процессе эксплуатации. Такое решение используется на боль-
шинстве отечественных легковых автомобилей. В муфте выклю-
чения ФС большого размера с тяжелыми условиями эксплуата-
ции (например, у ФС Т-4А, Т-130, Т-150, ЯМЗ и др.) соединения
смазываются через масленку или через гибкий шланг из карте-
ра коробки передач.
Опорное устройство МВ (рис. 1.9. а) представляет собой
упорный подшипник (подпятник) скольжения. Он делается из
материала, обладающего низким коэффициентом трения и хо-
рошей износостойкостью. Однако наибольшее распространение
получили подшипники качения, в основном шариковые. На
25
1.8. Размеры (мм) МВ фирмы «Фихтель и Сакс»
с внутренней вращающейся обоймой
Модель МВ Д1 Д2 Лз li ^2 L3 П * Примечание
KZi-0 32 60 54 22,5 36,5 10,5 40 180.. 210 Сепаратор из пластмассы
KZi-1 34 68 64 25 36 -—. 38 200 ... 240 -—.
KZi-00 23,4 49,5 35 13 21 — 57 160.. 180 Корпус из листо- вого металла
K.Zi-2 38 83 75 33 52 7,25 65 215.. 250 Литой корпус
KZi-3 45 92 84 33 52 7,25 65 280.. 420 Возможно смазы- вание от коробки передач
KZi-4 57 102 95 37 56 9,25 75 280 .. 420 •—
KZi-4,5 57 HO 100 40 60 9,25 75 —
KZi-5 68 115 102 39 58 9,75 89,9 350.. 420 Усилие от вилки передается на на- ружную обойму
KZi-6 78 130 120 46 66 6,5 136 350.. 400 —
* Наружный диаметр накладок.
большинстве отечественных автотракторных ФС применяются
радиально-упорные подшипники с наружной вращающейся
обоймой. Но наиболее современное решение состоит в примене-
нии подшипников с внутренней вращающейся обоймой (рис.
1.9, в), что дает следующие преимущества: уменьшается момент
инерции вращающихся частей МВ, в связи с чем износ обоймы
снижается; уменьшается окружная скорость, что снижает износ
обоймы, шариков и сепараторов; лучше удерживается смазочный
материал, так как наружная обойма неподвижна.
В табл. 1.8 представлены размеры таких МВ.
Посадка МВ на направляющую не обеспечивает полной соос-
ности между муфтой и ФС. Чтобы усилие от МВ не передавалось
на механизм отвода нажимного диска, в настоящее время приме-
няют самоцентрирующиеся подшипники, один из которых пока-
зан на рис. 1.9, г. Здесь подшипник 5 соединен со сборным корпу-
сом 1, крышкой 8, края которой завальцованы за фланцем 9.
Первоначальное положение подшипника фиксируется между
крышкой и фланцем корпуса только по торцам наружной обоймы.
При этом между торцами обоймы и крышкой установлено элас-
тичное кольцо 10. Если оси подшипника и ФС не совпадают, то
при соприкосновении внутренней обоймы с пятой или рычагами
отвода нажимного диска весь подшипник сдвинется в крышке и
займет нужное положение. Радиальное смещение подшипника
относительно корпуса достигает 1,4 мм в каждую сторону.
У муфт выключения для работы с ФС, имеющими обратную
тарельчатую пружину (рис. 1.10), внутренняя обойма 1 под-
26
Рис. 1.10. МВ фирмы «Фихтель и Сакс» для
ФС с «вытягиваемой» разрезной тарельчатой
пружиной
шипника постоянно вращается под на-
грузкой 100 ...300 Н. Соединение такой
МВ с пружиной 3 осуществляется
кольцом 2. Для предотвращения про-
ворота наружная обойма фиксируется
штифтом 4. Вилка выключения 5 воз-
действует непосредственно на наруж-
ную обойму 6 подшипника. Размеры
этих МВ даны в табл. 1.9.
Из изложенного можно сделать вы-
вод о том, что определяющей тенден-
цией является применение центрально-
ориентированных МВ с самоцентри-
рующимся радиальным подшипником,
у которого вращается внутренняя
обойма.
Ведущие детали сцеплений
Нажимные диски должны быть
жесткими, прочными и износостойкими.
Под износостойкостью понимается не
только способность сопротивляться
изнашиванию, но и хорошая прирабатываемость и отсутствие
склонности к задирам. Прочность обеспечивается свойствами
материала, размерами диска (прежде всего толщиной) и кон-
струкцией. Размерами диска определяется его масса, которая
не является, как правило, лимитируемой, так как она учитывает-
ся при расчете необходимой массы маховика двигателя. С точки
зрения прочности желательно, чтобы на нажимном диске не бы-
ло глухих, а тем более сквозных отверстий, резких переходов от
одного сопряжения к другому и других концентраторов напря-
жений. В ФС с периферийным расположением пружин этого
достичь весьма трудно, так как нажимной диск должен иметь
1.9. Размеры МВ (мм) для ФС с обратной пружиной, мм
Модель Д, Д2 Дз Lx Д2 L, Дн*
KZiS-2 40 88 62 22,9 32,2 74 190... 240
KZiS-4 54 120 95 45 64 100 310...350
KZiS-5 70 132 106 28,5 45,3 128 380... 445
Наружный диаметр ВД.
27
связь с кожухом или маховиком, а также с рычагами выключе-
ния. Кроме того, для фиксации положения нажимных пружин на
диске выполняются гнезда в 1 ... 3 ряда. Чтобы теплота от на-
жимного диска не передавалась пружинам, между ними ставят-
ся теплоизоляционные шайбы из асбокартона, паронита и других
материалов на основе асбеста. Жесткость нажимного диска за-
висит от свойств материала, соотношения линейных размеров и
конструктивного оформления.
Деформация отдельных частей или поверхностей нажимного
диска вызывается прежде всего неравномерным нагревом. Объе-
мы, расположенные вблизи поверхности трения, нагреваются
больше других, и поэтому здесь возникают наибольшие напряже-
ния и деформации. Обычно масса нажимного диска тп меньше
массы маховика ты, и поэтому примерно одинаковое количество
теплоты, генерируемой на обеих поверхностях трения, вызывает
резкий рост температуры именно на нажимном диске. Отношение
кн=^м/^н в первом приближении характеризует степень нерав-
номерности нагрева контртел, которая уменьшается при
В отечественных тракторных ФС кн = 2,6...6,5; в автомобильных
кн=2,1...4,0. Тридцать лет назад эти коэффициенты были значи-
тельно выше.
Снижение теплонапряженности нажимного диска и других де-
талей ФС достигается и специальной вентиляцией картера.
Одним из критериев совершенства конструкции является от-
ношение максимального передаваемого крутящего момента
-Мд max ФС к его ведущей массе Анализ показывает, что с уве-
личением размеров ФС (а это почти всегда означает рост его на-
груженности) это отношение уменьшается. Например, отношение
Мдтах/ил для отечественных ФС равно: 32 (ГАЗ-53), 24,5
(ЗИЛ-431410) и 18 Н-м/кг (ЯМЗ-236). Для аналогичных по
размерам ФС фирм АП и «Фихтель и Сакс» это отношение соот-
ветственно равно: 23...27; 19...25 и 19...23 Н-м/кг.
Наиболее распространенным материалом для нажимного дис-
ка является серый чугун. По мере роста нагруженности ФС при-
меняются марки со все более высокими показателями механиче-
ской прочности. Сейчас обычно применяются чугуны: СЧ 21
(ЯМЗ-236/238, МТЗ-80, КамАЗ-14) и СЧ24 (ГАЗ-24, ЗИЛ-431410,
ТМЗ-8). Параметры трения зависят от свойств материалов на-
кладки и контртела. Поэтому механические свойства и химиче-
ский состав чугунов должны согласовываться с материалами
фрикционных накладок. Наиболее универсальной основой для
производства нажимных дисков является перлитный серый чугун
(последняя строка табл. 1.10). Можно отметить большое внима-
ние, которое уделяется стабильности химического состава чугу-
нов.
Материал готовой детали имеет структуру преимущественно
в виде тонкого сорбитообразного сложения с мелкими завихрен-
28
1.10. Чугуны для маховиков, нажимных и промежуточных дисков ФС
Страны и фирмы, выпускающие ФС Химический состав, % Твердость НВ
С Si Мп Р, не бо- лее Ni Сг S, не бо- лее Прочее
СССР 3,2 ...3,5 2,0... 2,5 0,6... 0,9 0,2 0,1 ... 0,3 0,3... 0,45 0,15 0,15...0,4 Си 0,03... 0,8 Ti 170 ...250
ЧССР 3,3 2,3 0,4 0,475 0,02 0,02 0,1 — 190... 220
«Борг Уорнер» 3,2... 3,4 2,0... 2,5 0,5 ...1,1 0,1 ...0,2 0,05... 0,4 0,03... 0,4 0,1 0,1 ...0,6 Си 0,1 ...0,ЗМо 180... 240
«Фихтель и Сакс» ФС фирмы АП: 3,5 2,0 0,7 0,22 0,62 1,1 0,1 0,075 Ti 180... 230
тип А 3,32 2,0... 2,4 0,6 ... 0,8 0,25 0,1 — —
тип В 2,95 1,9 0,74 0,03 1,22 0,2 0,03 —
тип С 3,15 1,9 0,8 1,2 1,2 0,3 0,08 — —
Великобритания 3,0... 3,5 2,0... 2,4 0,75 ... 1,0 0,2 — 0,2 ... 0,4 0,12 -— 195 ...245
29
ними включениями в виде цементита или фосфидной эвтектики.
Он должен содержать не более 20% графита, 5% феррита, 5%
цементита и 70% перлита. Повышение содержания феррита при-
водит к износу и появлению рисок на рабочей поверхности контр-
тел, крупнопластинчатого графита — к растрескиванию поверх-
ности, цементита —к износу фрикционного материала. Отрица-
тельное влияние этих структур можно ослабить действием
легирующих элементов. Так, никель, хром и титан уменьшают
склонность к трещинообразованию, марганец уменьшает износ и
повышает стойкость контртел к изменению первоначальной
формы.
Действие всех легирующих элементов прежде всего направ-
лено на сохранение структуры, характеристика которой дана
выше.
Свойства чугунов зависят и от термообработки отливки.
Обычно используется искусственное или естественное старение,
которое гомогенизирует чугун и снижает внутренние напряже-
ния в отливке, способствуя равномерному распределению цемен-
тита по объему. Можно для примера привести такой режим:
медленное нагревание до температуры 55О...57О°С; выдержка,
зависящая от размеров отливки, и охлаждение со скоростью
1О...25°С/ч с тем, чтобы температура 300°С достигалась через
10... 12 ч. После 200°С отливка охлаждается на воздухе. Другие
типы чугунов (высокопрочные, ковкие) используются там, где
требуется высокий предел прочности детали. Их фрикционные
свойства хуже, чем у серых перлитных чугунов. Поэтому для
достижения требуемых свойств поверхностей трения применяют
фрикционные материалы с особыми характеристиками. Так,
приемлемые результаты получаются в парах трения, составлен-
ных из ковкого чугуна (нажимной диск) и фрикционных накла-
док без металлических наполнителей или из нити, армирован-
ной цинковой проволокой.
Стали для нажимных дисков ФС сухого типа используются
намного реже, так как они склонны к схватыванию, растрески-
ванию, к изменению заданной формы.
Теплонапряженность нажимного диска, а следовательно, и
свойства ПТ зависят от удельной теплопроводности материала.
Чем она выше, тем меньше износ ПТ. Однако известна лишь
одна практическая реализация этой идеи — использование алю-
миния, покрытого противоизносным слоем, для нажимных дис-
ков ФС GMFZ фирмы «Фихтель и Сакс».
Механическая обработка нажимных дисков включает точе-
ние и шлифование поверхностей трения, где по рекомендации
фирмы «Валео» высота микронеровностей должна быть в преде-
лах 0,5... 1,6 мкм. Затем диски фосфатируют или окрашивают и
балансируют, чтобы дисбаланс в зависимости от размера дисков
не превышал 10...50 Н-м. Кроме того, контролируется неплос-
.30
костность поверхностей трения (0,05...0,1 мм) и взаимное рас-
положение пазов, шипов и отверстий.
Материалы и последовательность технологии изготовления
маховиков и промежуточных дисков практически не отличаются
от приведенных выше.
Кожухи ФС могут быть штампованными и литыми. В первом
случае обычно используется углеродистая конструкционная сталь
типа 08кп (ов^ЗОО МПа; от^200 МПа и до 130 НВ) толщиной
2...7 мм. Технологический процесс включает в себя вытяжку, про-
бивку отверстий, чеканку или калибровку. Механическая обра-
ботка часто сводится только к сверлению отверстий под штифты.
Могут обрабатываться отверстия под другие крепежные детали,
а также привалочные поверхности; в случае центрирования кожу-
ха по наружной поверхности — и его образующая поверхность.
Процесс заканчивается фосфатированием, цинкованием, кадми-
рованием или окраской. Обычно контролируется неплоскостность
и непараллельность привалочных поверхностей, значения кото-
рых чаще всего лежат в пределах 0,2...0,5 и 0,1...0,2 мм соответст-
венно, и расположение центрирующих и прочих отверстий.
Для изготовления литых кожухов используется чаще всего
серый чугун с пластинчатым графитом (ств= 170...250 МПа и
170...250 НВ). После механической обработки, обычной для это-
го класса деталей, кожух фосфатируется или окрашивается.
Фрикционные сцепления с литым кожухом обладают повышенной
жесткостью, что обеспечивает стабильные характеристики меха-
низма их отводки. Однако их масса на 20...30 % больше, чем мас-
са ФС со штампованным кожухом. Последние практически не
разрушаются, менее трудоемки в производстве и поэтому имеют
наибольшее распространение.
Ведомые диски
Ведомый диск в сборе — важнейшая часть ФС, лимитирующая
его ресурс. Он воспринимает от ведущих частей крутящий мо-
мент и за счет сил трения на рабочих поверхностях передает его
в трансмиссию. Основные части ВД (рис. 1.11): диск-держатель
2, накладки 1 и ступица 3. Диск-держатель делается из углеро-
дистых сталей 45, 65Р, 70 и др. толщиной 1,0...2,5 мм. Вырубка,
пробивка отверстий и радиальных прорезей, предотвращающих
коробление диска, осуществляются на многопозиционном прессе,
затем следует закалка (обычно в масле) и отпуск в штампе.
Твердость готовой детали 35...65 HRC3. Процесс заканчивается
фосфатацией и контролем, где основной параметр — неплоскост-
ность. которая не должна превышать 0,4...0,5 мм под нагрузкой
20...50 Н. Крепление накладок к диску может быть жестким и
упругим. В первом случае, как это показано на рис. 1.11, фрик-
ционные накладки 1 имеют стык с плоским диском 2. И хотя та-
31
Рис. 1.11. Жесткий ВД
Рис. 1.12. Геометрия соедине-
ний накладки с диском:
а — заклепочного; б — приформо-
ваиного
кой ВД имеет некоторую осевую податливость, он называется
жестким.
Накладки делаются в виде кольца или сегментов. Кольцевая
форма наиболее распространена и регламентирована по разме-
рам ГОСТ 1786—80*. На поверхностях трения накладок часто
делаются радиальные или наклонные прорези (канавки). Их на-
значение-удаление продуктов изнашивания и вентиляция по-
верхностей трения. Глубина канавок обычно не более 25% тол-
щины накладки, а ширина 3...5 мм.
Известны три наиболее распространенных способа соединения
накладок с диском-держателем: заклепками, клеем и приформо-
выванием.
Приформовывание производится в горячих пресс-формах од-
новременным сжатием двух брикетов (невулканизированных за-
готовок) из фрикционного материала и расположенного между
ними диска-держателя. Соединение осуществляется в результате
адгезии между ними и за счет того, что фрикционный материал
двух брикетов соединяется в одно целое в прорезях и окнах дис-
ка-держателя (рис. 1.12, б). Оно получается прочным, но жест-
ким, склонным к трещинообразованию и короблению и практи-
чески не пригодно к ремонту. Эти недостатки устраняются, если
накладки приформовываются не в виде кольца, а сегментами.
Приформовывание широко применяется в ВД для ФС, работаю-
щих в масле, так как в последнем случае накладйи узкие и тон-
кие.
32
Клеевое соединение деталей ВД известно давно. Оно облада-
ет всеми особенностями, отмеченными выше. Интерес к обоим
соединениям не ослабевает по той причине, что при прочих рав-
ных условиях (например, сохранении одинаковых осевых габари-
тов) срок службы таких дисков повышается за счет увеличения
полезной толщины /ii накладки (рис. 1.12, а) практически до
полной толщины И накладки и увеличения площади трения в
связи с отсутствием отверстий под заклепки.
Однако реализация этих достоинств затруднена из-за того,
что большинство известных ФС нерегулируемые, т. е. усилие РНж
падает в этих конструкциях ниже минимально допустимых зна-
чений раньше, чем полностью используется полезная толщина hi.
Кроме того, срок службы накладок и плавность включения ФС
уменьшаются с увеличением осевой жесткости. Поэтому наиболь-
шее распространение получило заклепочное соединение. При этом
накладки удерживаются от проворачивания реакцией заклепок и
силой трения между диском-держателем и обратной (нерабочей)
стороной накладок. В отдельных случаях применяется усиление
стыка клеем, наносимым на нерабочей стороне накладок вокруг
отверстий под заклепки. В зависимости от ширины поля наклад-
ки заклепки могут располагаться в один, два или три ряда. Они
могут соединять (см. рис. 1.11) или сразу обе накладки и диск
(ФС тракторов Т-150, Т-150К, Т-4А, ДТ-75 и др., а также автомо-
бильные ФС к двигателям ЯМЗ и т. д.), или попеременно одну из
накладок и диск-держатель (ЗИЛ-431410, КамАЗ-14 и др.), как
это показано на рис. 1.13.
Наиболее часто используются трубчатые заклепки. Головка
такой заклепки может быть и плоской (ВАЗ, АЗЛК, МТЗ и др.),
и конусной; последняя форма считается предпочтительнее. Неко-
торые геометрические размеры заклепочного соединения, рекомен-
дуемые фирмой «Феродо» (Франция), были приведены на рис.
1.12, а. Здесь D зависит от толщины Н накладки. При Н=3 мм
D = 2,5...3 мм; при 77=4 мм D = 3...3,75 мм; при Н=5 мм D=4...
4,5 мм и при Н=6 мм 7) = 5 мм.
Таким образом, с увеличением Н увеличивается площадь от-
верстий под заклепки. Например, при 77=5 мм эта площадь
равна И,6...14,5 см2, а при 77=10 мм она увеличивается почти
вдвое.
После клепки осаженная часть заклепки имеет вид сплош-
ного венчика или розетки. Последняя применяется тогда, когда
одной заклепкой соединяются сразу обе накладки и диск ФС.
Полезная толщина hi накладки колеблется от 1 до 3 мм. Ее
увеличение дает прирост срока службы накладок только в ФС с
const или в регулируемых ФС. Если накладки из спеченных
материалов имеют форму, показанную на рис. 1.14, то на 6 см2
площади накладки ставят по одной заклепке. При применении
двух и более заклепок максимальное расстояние между ними со-
2—1607
33
Рис. 1.13. ВД сцепления КамАЗ-14:
1 — ступица; 2 — заклепка; 3 — диск
демпфера; 4 — обойма; 5-—диск-держа-
тель; 6 — пружина демпфера
Рис. 1.14. Фрикционные элементы из
спеченных материалов:
1 — металлическая подложка; 2 — фик-
сатор от проворачивания
ставляет 90 мм, а расстояние между краем накладки и заклеп-
кой — не менее 20 мм.
До недавнего времени практически всегда применялись за-
клепки из цветных металлов или сплавов на основе меди, алюми-
ния и т. д. (например, сплав АД-1). Достоинства этих материа-
лов— хорошая пластичность, обеспечивающая качественную
технологию клепки, и небольшая твердость, исключающая по-
вреждение контртел при выходе головок заклепок на поверхность
трения при износе накладок. Сейчас все более получают распро-
странение и стальные заклепки, например, в ФС фирмы АР. Они
изготовляются из сталей типа Юкп с 175...250 НВ. При удовле-
творительных пластических свойствах такие заклепки дешевле
и имеют высокую прочность. Отсюда повышенная надежность
стыка при меньшей высоте головки заклепки и увеличение тол-
щины накладки hi (см. рис. 1.12, а).
Крутящий момент от ВД передается на ступицу и далее на
вал ФС (или коробки передач) обычно через прямобочные или
эвольвентные шлицы. Их размерный ряд стандартизован норма-
ми ГОСТ, а также ASA (Италия), BNA (Франция), DiN (Вели-
кобритания и другие страны), SAE (США и т. д.). Геометрия
прямобочных шлицев по SAE приведена на рис. 1.15, их разме-
ры— в табл. 1.11.
34
Рис. 1.15. Прямобочиое шлицевое соединение:
а ~ ступнца; б — вал
Известно, что ступица состоит из вту-
лочной и фланцевой частей. До недавне-
го времени она повсеместно изготовля-
лась из одной цельной поковки. В на-
стоящее время зарубежные фирмы пред-
почитают делать ступицы сборными.
Основная причина — снижение расхода
материала. Такие ступицы применяются
в ФС серии DST фирмы АП, в ВД серий
Н, К, R, G, М и др. фирмы «Валео». Сту-
пицы изготовляют из отожженной стали
35... 40, поставляемой в виде трубы, а
фланец — из мягкой листовой стали. По
внутреннему диаметру фланца сделаны
шлицы треугольного сечения. Затем фла-
нец подвергают нитроцементации и за-
калке до твердости 70 HRC3. Сборка осу-
ществляется на гидравлическом прессе.
При этом шлицы фланца врезаются в
тело втулки. Сопряжение фиксируется закаткой (расклепкой)
технологического бурта втулки относительно фланца. Затем по
внутреннему диаметру втулки делают шлицы, которые подверга-
ют обычной термической обработке.
Из контролируемых параметров ступицы следует отметить:
перпендикулярность оси втулки и привалочной поверхности флан-
ца (0,2...0,3 мм); надежность соединения при передаче задан-
ного Мв.
1.11. Размерный ряд (в мм) прямобочных шлицев по SAE
Обозначение по SAE д Д1 Д2 Дъ 7-2
7/8" 10В 22.2+0-13 J9 J+0.084 3,45+“.“3 99 1 е—0,008 Ю—0,022 18,5 3,42—0,03
1"10С 25,8+°.13 20.6+0’1 3,93+o.os 25,3+0.025 20,4 3,9—о.оз
1 1/8"10С 28,9+о-13 23,4+“.“34 4,45+0.02 28,3-0.05 23 4,41—0.03
1 4/4"! ОС 32, l+o-16 25,8+о.ом 4,93+о,“2 31,75-0.05 25,5 4,89—0 оз
1 3/8"10С 35,2+0’16 28,7+0.' 5,43+о.оз 34,8—0 об 28,2 5,4_о,оз
14/2"! ОС 38,1 +“.'“ 30,9+0;' 5,97+“.о2 38,izo°;|5 30,75 5,93-0.04
1 5/8" ЮС 41,3+°.16 33,4+о.' 5,4+0,05 40,8—о 2 33,2 0,375-0 04
1 3/4" 10В 44,5+°.'6 38,2+“.' 6,88+“04 44+0.05- **—0.07 38,05 6,85-0,04
1 3/4"10С 44,5+о,16 36+“.' 6,88+о.о< 44 +0.05 **-0.07 35,8 6,85—0,04
2"10С 50,8+°.‘3 41,1+0.' 7,88+0.014 50+0.0 40,8 7,87—0.04
2*
35
Материалы накладок
Материалы накладок — самые разнообразные: металличе-
ские, органические, композиционные. Металлы и их сплавы при-
менялись редко даже на ранней стадии развития ФС, так как ПТ,
образованные этими материалами, схватывались, коробились,
имели большую массу. Органические материалы (пробка, дере-
во, картон) также имеют ограниченное распространение и приме-
няются в основном для ФС, работающих в масле. Накладки со-
временных ФС делают практически только из композиционных
материалов. По типу основы (матрицы) они могут быть металли-
ческими, минеральными и полимерными. Для их производства
используется технология порошковой металлургии и технология
переработки эластомеров (или пластмасс).
Спеченные материалы. Основные этапы технологии порошко-
вой металлургии: приготовление порошковой смеси; ее прессова-
ние под давлением 0,15...0,16 МПа; спекание в защитной среде
прессованных брикетов при & = 700...1000°С под давлением 0,5...
2,5 МПа; механическая обработка. Спекание—основная опера-
ция процесса, при котором диффузионным способом соединяются
в одно целое различные компоненты. При этом температура
должна быть меньше температуры плавления основного компо-
нента. Таким образом, спеченные материалы представляют собой
псевдосплавы, содержащие основу и наполнители. Основа (мат-
рица) связывает компоненты и придает материалу необходимую
прочность, в результате чего в название спеченного материала
часто входит тип матрицы. Наибольшее распространение в усло-
виях трения без смазочного материала получили материалы на
железной и медной (бронзовой) основах. Известны основы дру-
гих металлов, неметаллов, минералов и полимеров [22]. Напол-
нители делятся по назначению на две группы: для предотвраще-
ния схватывания (твердые смазочные материалы); для получения
необходимого коэффициента трения (фрикционные добавки).
Название фрикционных добавок часто отражается в названии
материала. Например, металлокерамическими называют спечен-
ные материалы, содержащие преимущественно керамические на-
полнители, металлопластмассами — материалы, в которых поры
основы заполняются полимером (фторопластом, пульвербакели-
том и т. д.).
Наша промышленность выпускает материалы на основе же-
леза типа ФМК-8, ФМК-П, МК.В-50А, СМК и др. Среди мате-
риалов на медной основе известны МК-5 (СССР), SMI, SM.3,
SM5, SM7 (Великобритания) и SI, S2, S3 (ЧССР). Физико-ме-
ханические свойства спеченного материала сильно зависят от
состава и технологии изготовления (табл. 1.12).
Ударная вязкость спеченных материалов невелика, вследст-
вие чего они плохо воспринимают динамические нагрузки, ха-
36
1.12. Теплофизические свойства фрикционных материалов
Показатель Спеченные материалы ФАПМ 1 ФБПМ2
На основе железа На основе меди Металлокера- мика
Плотность р, кг/м3 Твердость НВ Теплопровод- ность, Вт/(м-°С) Предел прочности, МПа: при разрыве при сжатии при срезе 5000 ...7000 5500 ...8000 4000 ...6000 <2500 <1700 50... 100 15... 100 70... 120 <40 <30 8... 12 10... 16 4... 10 <0,5 — 30... 100 20 ...200 20 ...60 10...60 — 90 ... 500 60 ... 520 60 ... 180 40 ... 200 — 40 ...90 30 ...80 20 ...70 23... 122 —
1 ФАПМ — фрикционные асбополимерные материалы.
2 ФБПМ — фрикционные безасбестовые полимерные материалы.
рактерные для ФС тяговых и транспортных машин. По этой при-
чине фрикционные элементы делаются чаще всего в виде дис-
ков, сегментов и других подобных очертаний (см. рис. 1.14). Так
как прочность элементов невелика, применяется стальная под-
ложка (каркас) 1. Чтобы фрикционный элемент не проворачи-
вался относительно ВД — держателя, на подложке делаются
выступы 2, которые заходят в соответствующие прорези (от-
верстия).
Детали ПТ ФС со спеченными материалами при прочих рав-
ных условиях нагреваются более равномерно, так как их тепло-
проводность сопоставима с теплопроводностью материалов
контртел. Один из наиболее заметных недостатков спеченных
материалов — подверженность царапинам, износ и другие по-
вреждения поверхностей контртел. Особенно этот дефект заме-
тен, если в качестве фрикционной добавки используют керамику
и другие соединения, имеющие высокую микротвердость, а ПТ
работают в сравнительно легком режиме, т. е. при низких темпе-
ратурах, когда свойства твердых смазочных материалов прояв-
ляются еще не в полной мере.
В автотракторных ФС спеченные материалы успешно рабо-
тают под давлением до 1 МПа, обладая стабильным коэффици-
ентом трения в диапазоне до 500°С. В наибольшей степени до-
стоинства спеченных материалов проявляются, когда длитель-
но действующая температура в ПТ больше 200°С. Однако оче-
видно, что существует и верхний предел их работоспособности.
Так, для спеченных материалов типа SM фирмы «Феродо» этот
предел по длительно действующей температуре составляет 250°С;
по кратковременной температуре 550°С; по удельной мощности
трения 175 Вт/цм2.
37
Известны материалы, работающие при удельной мощности
трения 200 Вт/см2 и даже до 400 Вт/см2.
Таким образом, накладки из спеченных материалов: 1) удов-
летворяют современным требованиям к ПТ ко износофрикцион-
ным свойствам в определенном довольно узком диапазоне ме-
ханических и тепловых нагрузок; 2) имеют плотность, в 2... 3 ра-
за превышающую плотность традиционных материалов (в связи
с чем ВД имеют большой момент инерции, воспринимаемый син-
хронизаторами коробки передач); 3) имеют более высокую оп-
товую цену; 4) отличаются недостаточно высокими механиче-
скими свойствами (в связи с чем могут применяться только на
ВД специальной конструкции: крестообразных и т. и.); 5) отри-
цательно влияют на износ и состояние поверхностей трения
контртел.
Из-за отмеченных недостатков спеченные материалы не могут
конкурировать с композиционными полимерными материалами.
Тем не менее они применяются в ФС тяжелых грузовых авто-
мобилей большой грузоподъемности и тягачей США (примерно
50%) [22], в ФС некоторых экскаваторов, бульдозеров, промыш-
ленных тракторов, т. е. там, где условия эксплуатации очень
тяжелые.
Композиционные материалы на основе полимеров. Они пред-
ставляют собой многокомпонентную композицию, содержащую
основу, теплостойкую арматуру и наполнитель. Основу в таких
материалах называют связующим. Это каучуки, смолы и их ком-
бинации. Чаще применяются фенолформальдегидные и анилин-
формальдегидные модифицированные смолы, различные нату-
ральные и синтетические каучуки и их комбинации. Наполните-
ли регулируют рабочие и технологические свойства материала.
Они подразделяются на: металлические (медь, бронза, латунь,
цинк, алюминий, свинец, железо, титан и другие металлы и сое-
динения в виде порошков, стружки или проволоки); неметалли-
ческие (графит, углерод, кокс, сера и др.); минеральные (кера-
мика, барит, сурик, глинозем, каолин, мел и др.); органические,
например скорлупа ореха кешью. Каучуково-смоляная основа об-
ладает недостаточно высокими механическими свойствами, осо-
бенно при повышенных температурах. Поэтому все материалы
на полимерной основе содержат теплостойкую арматуру: ас-
бест, волокна, вату и т. п. Этот компонент во многом определяет
свойства и технологию всего материала, и поэтому он часто от-
ражается в его названии. Так, материалы, армированные ас-
бестом, называются ФАПМ, т. е. фрикционные асбополимерные
материалы.
Первые ФБПМ появились в 30-х гг. Но только с начала
80-х гг. накладки из таких материалов применяются в ФС авто-
мобилей (накладки NAFC фирмы «Феродо»). Такой длительный
период развития объясняется разными причинами: сложностью
38
Накладки ФС
из ФБПМ
Рис. 1.16. Классификация накладок из ФБПМ
исследований; конъюнктурой сырья-заменителя; усилением мер
по охране окружающей среды и др. Последний фактор возник в
связи с обнаруженной канцерогенностью асбеста [60], отчего в
ряде стран последовал запрет на его применение на транспорте,
а там, где его пока нет, на изделие ставиться клеймо «А» (Опас-
но! Асбест!). В связи с возрастающими темпами создания и про-
изводства накладок из ФБПМ их современную классификацию
можно приблизительно представить (рис 1.16) на основании
[25, 56].
Асбест обладает уникальными свойствами для производства
накладок, с которыми и сравниваются свойства его заменителей.
Термостойкость асбеста (потеря конструкционной воды и проч-
ности) при длительном нагреве определяется температурой
500°С, а при кратковременном нагреве — 700°С. По этому пока-
зателю непригодны для использования в полном объеме все на-
туральные органические материалы и большинство материалов
39
синтетической органики, кроме арамидов, аримидов, оксалонов.
Так, арамидное высокомодульное волокно типа «Кевлар» может
выдержать длительно действующую температуру 180°С, а следо-
вательно, пригодно для использования в накладках, эксплуати-
рующихся преимущественно в легких условиях. Наиболее термо-
стойкими являются материалы из синтетических неорганических
соединений (стекло, керамика, например, волокно «Саффил»
борные и углеродные соединения), из минералов (базальт, волок-
но «Франклин», слюда, волластонит) и из металлов и их спла-
вов (например, стальное волокно).
Накладки из ФБПМ должны обладать низкой теплопровод-
ностью. Среди заменителей асбеста этому требованию не удов-
летворяют лишь металлы и их сплавы.
Прочность при повышенных температурах сильно зависит от
структуры материала. Так, прочность на разрыв графита 70 МПа,
волокон из него — в 30 раз больше, а монокристаллов — в 300 раз
больше и достигает теоретической, т. е. прочности межатомных
связей. Лишь натуральные и некоторые синтетические волокна
имеют прочность ниже, чем у асбеста. Но они имеют существенно
меньшую (почти в 2 раза) плотность, влияющую на общую плот-
ность накладок. Так, для накладок из ФАПМ р=1800...
2200 кг/м3, а для накладок с синтетическими волокнами рда
л: 1500 кг/м3. Поэтому при действии центробежных сил с умень-
шением плотности накладок пропорционально растут и допусти-
мые нагрузки. Например, известные накладки из ФБПМ для
ФС легковых автомобилей не разрываются под действием центро-
бежных сил даже при частоте вращения дисков до 18 000 мин-1.
Для производства накладок из ФБПМ стремятся использо-
вать традиционную технологию. Поэтому технологические свой-
ства заменителей асбеста могут иметь решающее значение при
их выборе. Как следует из приведенной классификации, накладки
чаще всего формуют в прессах из смесей или делают из нити. На
отечественных заводах смесь чаще всего делается в резиносме-
сителях, а за рубежом — в специальных ваннах (роллах) с вод-
ной взвесью связующих, наполнителей и арматуры. Нить, шнур
и т. п. обычно выполняются комбинированными скруткой двух
или более нитей из различного материала: неасбестового волок-
на, металлической нити, хлопка, вискозы и т. д. Затем скрутка
пропитывается связующим и сушится. Для качественного про-
ведения этих операций заменитель асбеста должен обладать
эластичностью, большой площадью поверхности на единицу объ-
ема, хорошей совместимостью (прежде всего адгезией) со связу-
ющими, диспергацией в воде.
Достаточной эластичностью обладают металлы и их сплавы
и органические волокна, большой площадью поверхности — на-
туральные органические волокна. Плохую совместимость со свя-
зующими имеют металлы и их сплавы и некоторые синтетиче-
40
ские материалы из неорганических соединений, в частности уг-
леродистые волокна; они же плохо диспергируют в воде. Нако-
нец, важное значение при выборе заменителей асбеста имеет
их доступность и стоимость. Практически все заменители в на-
стоящее время имеют стоимость выше стоимости асбеста и толь-
ко некоторые из них производятся в промышленном масштабе.
Поэтому в известных накладках ФС из ФБПМ фирм «Валео»,
«Портер» (США), «Реймарк» (ФРГ) и других [8, 53, 56, 60] ис-
пользуются довольно ограниченной номенклатуры заменители
асбеста: стекловолокно, арамидные волокна, базальт, металличе-
ское волокно, вискоза, волластонит. Обычно применяют не один
материал, а сочетание нескольких материалов в различных со-
отношениях.
Однако все отечественные и большинство зарубежных ФС
снабжаются накладками из ФАПМ. Из табл. 1.12 следует, что
прочность этих накладок имеет тот же порядок, что и прочность
спеченных материалов (но ударная вязкость лучших ФАПМ на
порядок выше). Это предопределяет многие достоинства таких
накладок и ПТ в целом. Значительно меньше и твердость ФАПМ,
что исключает такие дефекты, как задиры поверхностей контр-
тел, схватывание и т. д. Классификация накладок из ФАПМ
приведена на*рис. 1.17.
41
Типичные формованные накладки состоят из 40... 50% асбес-
та, 30... 40% наполнителей, 20... 30% связующего и вулканизую-
щей группы. Смесь для формования может готовиться в ролле
или в резиносмесителе совмещенным или сухим способом. При
совмещенном способе связующее растворяется бензином в при-
сутствии всех ингредиентов и вулканизирующей группы, а при
сухом способе ингредиенты и связующее смешиваются без раст-
ворителей. Затем следует сушка смеси, ее дробление, формова-
ние в прессе при повышенных температурах, термо- и механи-
ческая обработка. В качестве связующего применяют каучуки,
смолы и их комбинации. Формованные накладки на чисто смоля-
ном связующем делаются редко в связи с тем, что они склонны
к трещинообразованию и имеют в обычных условиях весьма низ-
кий коэффициент трения.
Более распространены накладки на каучуковом связующем,
например, шифра 31. Они имеют высокий, но нестабильный ко-
эффициент трения и применяются в слабонагруженных ФС, где
удельная мощность трения 7VT.y^68 Вт/см2, а максимально до-
пустимые температуры fh/=120°C и 0* = 200°С, где Ov, О*— тем-
пературы длительного (объемная) и кратковременного (поверх-
ностная) воздействия соответственно.
В большинстве отечественных и значительной части зарубеж-
ных ФС применяются формованные накладки на комбинирован-
ном связующем, например, шифров 86, 82, 17, 56. Они могут ра-
ботать при Д'т.у<:125 Вт/см2, '0v=200oC и 0*^350°С.
За рубежом широко применяются формованные накладки (на-
пример, шифра 2124 фирмы «Феродо»), полученные в ролле из
водной взвеси, содержащей все исходные компоненты. Взвесь
дозируют в кольцевую форму, где после удаления воды и сушки
она формируется при определенном давлении и температуре.
Качество накладок в этом случае определяется не только соста-
вом, но и высокой степенью однородности смеси.
Технология изготовления тканых накладок включает: полу-
чение нити, изготовление тканой ленты, вырубку кольцевой за-
готовки, пропитку связующим, сушку, формование, вулканиза-
цию и механическую обработку. Накладки этого типа имеют вы-
сокую механическую прочность. Фрикционные и износные свой-
ства могут варьироваться за счет параметров технологического
режима, состава пропитки и плотности ткани. Они зависят и от
состава (структуры) нити.
Нить изготовляется из смеси хлопка и асбеста; от содержа-
ния последнего зависят ее теплостойкость и технологичность.
Часто нить армируется проволокой из цветных металлов или
сплавов. В этом случае резко повышаются износостойкость, ста-
бильность фрикционных свойств, прочность и теплостойкость
накладок. Они могут работать при А'т.у^С 128 Вт/см2, iflv^200cC
и &*,^350°С. Некоторые накладки фирмы «Феродо» могут рабо-
42
тать при А*С54О°С. Отечественная промышленность выпускает
такие накладки под шифрами 11 и 12, которые применяются в
ФС ГАЗ, Ульяновского моторного (УМЗ) и Запорожского мо-
торного (ЗМЗ) заводов.
Навитые накладки делаются из нити, шнура, ленты. В их
составе на долю асбеста приходится около 50%, проволоки 10%,
хлопка (вискозы) 10%, связующего 10%, наполнителей 5%. Про-
цесс их производства включает: изготовление нити (в основном
армированной), ее пропитку специальным составом, содержа-
щим связующее и наполнители, навивку в кольцевые заготов-
ки, сушку заготовок, формование и вулканизацию, механическую
обработку. Накладки этого типа обладают разнообразными из-
носно-фрикционными свойствами и высокой прочностью в ради-
альном направлении. Если навивка эллипсообразная (беспоря-
дочная, V-образная), то прочность накладок одинакова по всем
направлениям.
Спирально навитые накладки широко применяются в отечест-
венных (шифры 62, 98) и зарубежных ФС, особенно легковых
автомобилей с высокооборотными двигателями, например в
сцеплениях ВАЗ, ЗАЗ, АЗЛК. При увеличении диаметра накла-
док становится трудно выдержать требование по неплоскостно-
сти и непараллельности их поверхностей, так как они склонны
к короблению с течением времени. Указанного недостатка в зна-
чительной мере лишены эллипсообразные накладки, которые
пригодны для установки практически на все автотракторные ФС.
Предел применения навитых накладок ограничен значениями
Л’т.у^ЛЗо Вт/см2, Оу^200°С и 0’*^300°С. Фирма «Феродо» ре-
комендует спирально навитые накладки для работы при
^120... 160°С и Л'т.у^бО Вт/см2, они имеют минимальный из-
нос и стабильный коэффициент трения. Подобные свойства эл-
липсообразных накладок проявляются при Ату^120 Вт/см2 и
•0vsC160°C.
Процесс получения прессованных (картонно-бакелитовых) на-
кладок включает: приготовление взвеси асбеста в роллах, изго-
товление картона на бумагоделательной машине, сушку картона,
вырубку кольцевых заготовок, пропитку смолами, горячее фор-
мование и механическую обработку. Эти накладки имеют удов-
летворительные износные и фрикционные характеристики и ме-
ханическую прочность. Отечественная промышленность выпуска-
ет накладки из материала шифра 2 для ФС, где Ат.у^75 Вт/см2,
<Ь<120сС и г7*=С2000°С.
Процесс получения картонных (картонно-латексных) накла-
док включает: приготовление водной взвеси асбеста с наполните-
лем и связующим, получение картона на бумагоделательной ма-
шине, вырубку кольцевых заготовок, их вулканизацию и механи-
ческую обработку. Этот процесс очень производителен и эконо-
мичен. Современные отечественные накладки из материала шиф-
43
pa 43 могут работать при Л'т.у^60 Вт/см2 и Sv^l20°C, т. е. в
легких условиях эксплуатации. Варьируя технологическими па-
раметрами и составом смеси, получают накладки с особыми свой-
ствами.
Для ФС, работающих в масле, накладки делаются практи-
чески из тех же материалов, что и для трения без смазочного
материала, но наиболее распространены спеченные, графитосмо-
ляные и ФАПМ (формованные, тканые, картонно-бакелитовые).
Трение в масле предопределяет следующие особенности свойств
ПТ: низкий коэффициент трения, высокую теплостойкость и низ-
кий темп изнашивания.
Наиболее высокий коэффициент трения (0,08... 0,11) имеют
ПТ с картонно-бакелитовыми (или бумажными), графитосмо-
ляными и ткаными накладками. Они же, особенно графитосмо-
ляные, обладают и наибольшей долговечностью. Наибольшие
нагрузки способны выдерживать графитосмоляные и формован-
ные накладки, у которых соответственно Мт.у^350 Вт/см2 и
Мт.у^315 Вт/см2. Спеченные накладки и накладки из ФАПМ на
смоляном связующем могут работать при Мт.у^230 Вт/см2, а тка-
ные— до Мг.у^160 Вт/см2.
Продукты изнашивания ухудшают свойства масел. В наимень-
шей степени это относится к графитосмоляным материалам,
представляющим собой сухую смесь графита, смолы и наполни-
телей, соединенных в композицию под высоким давлением.
Упругие ведомые диски
Упругие ведомые диски (УВД) обладают повышенной осе-
вой податливостью. Фирма «Фихтель и Сакс» указывает, что
для получения ощутимого эффекта разность между толщиной
УВД в свободном состоянии /z2 и под нагрузкой hs должна быть
не менее 0,6 мм. В отечественных ФС она лежит в пределах
0,45... 1,0 мм.
По сравнению с жесткими ВД упругие диски сложнее по кон-
струкции, имеют несколько больший момент инерции и требуют
большего отвода нажимного диска, а следовательно, и усилия
на педаль при выключении ФС. Тем не менее УВД применяют-
ся в ФС всех легковых автомобилей и на значительной части
грузовых автомобилей и легких тракторов. Сфера их использова-
ния все более расширяется, так как при этом повышается долго-
вечность ПТ, улучшается комфортабельность машин, увеличива-
ется долговечность деталей трансмиссии.
Первое преимущество является следствием более равномер-
ного прилегания накладок к контртелам. Даже тогда, когда
контртела (прежде всего нажимной диск) деформированы, нор-
мальное контактирование в ПТ с УВД практически не нарушает-
ся благодаря повышенной податливости системы диск — наклад-
44
ка. При этом сохраняются и фрикционные свойства ПТ, прежде
всего абсолютное значение момента трения Л4Т. Напротив, в ПТ
с жестким ВД в случае коробления нажимного диска, особенно
когда высота по внутреннему диаметру становится больше вы-
соты по наружному диаметру, момент трения резко изменяется.
Увеличение площади контактирования в ПТ с УВД соответ-
ственно снижает и уровень теплонапряженности, что дает второе
слагаемое и увеличивает срок службы ПТ. Наконец, при наличии
упругости в системе накладка — диск — накладка снижаются тре-
бования к согласованности темпа включения ФС с необходимой
частотой вращения коленчатого вала двигателя. Как правило, это
приводит к тому, что трогание машины с места осуществляется
при более низкой частоте вращения вала двигателя. Эго дает
третье слагаемое в увеличении срока службы ПТ.
Технологически трудно обеспечить отсутствие биения рабочих
поверхностей маховика, нажимного диска и ВД. Поэтому при
включении ФС усилие РНж изменяется с частотой, равной частоте
буксования ПТ. Такова одна из причин возникновения вибраций
в трансмиссии и появления неприятных ощущений у водителя и
пассажиров. При применении УВД эти явления менее заметны,
так как он в определенной мере компенсирует колебания усилия
Рык, что приводит к улучшению комфортабельности машины. При
резком включении ФС упругие элементы выполняют роль аморти-
заторов. Поэтому амплитуда 7ИВ в трансмиссии и долговечность ее
деталей значительно выше, чем при использовании ФС с жест-
ким ВД.
Можно выделить три основных способа создания осевой уп-
ругости системы: обе накладки соединяются с диском-держате-
лем через упругие элементы; одна накладка связана с диском-
держателем через упругие элементы; накладки соединены с дис-
ком-держателем жестко, а упругость ВД обеспечивается конст-
руктивно.
Два первых способа наиболее распространены при кольце-
вых накладках, причем конструктивное оформление УВД весьма
разнообразно. ФС легковых автомобилей чаще имеют УВД с
пружинными элементами специального профиля, работающими
так же, как плоские пружины (рис. 1.18, а).
Каждая накладка 3 прикреплена к стальному основанию 1
диска-держателя, обращенному выпуклостью вверх.
УВД типа «Дантель» выпускается фирмой «Валео» (модели
Н, К, R, G) и применяется в сцеплениях ВАЗ; подобные
УВД у модели Е фирмы «Фихтель и Сакс». Фирма «Валео» ука-
зывает, что при наружном диаметре накладок £)п<^350 мм такая
конструкция предпочтительнее, а для накладок с Дн>350 мм
лучше использовать пружинные элементы 4 (рис. 1.18, б), при-
крепленные к диску-держателю. Однако фирмы «Фихтель и
Сакс» (модель В) и АП применяют диски типа показанных на
45
Рис. 1.18. УВД различных типов:
а — «Дантель»; б — «Планета» или «Борглит»; в — автомобилей УАЗ: /-диск-держа-
тель; 2 —заклепки; 3 — фрикционные накладки; 4 — пластинчатая пружина
рис. 1.18, а, на всех ФС, так как они имеют меньший момент
инерции. УВД этого типа выпускает фирма «Валео» (модель Т,
L); они применяются в ФС ЗАЗ, АЗЛК, комбайна «Дон» и др.
Фирма «Фихтель и Сакс» выпускает УВД модели D, у которых
для повышения плавности включения к диску-держателю при-
клепано по два пружинных элемента.
При втором способе создания упругости (рис. 1.18, в) к плос-
кому диску-держателю 1, наружная часть которого разделена
радиальными пазами на несколько секторов, крепятся заклеп-
ками 2 с одной стороны накладка 3 (жесткий стык); с другой —
плоские пружины 4, а к ним — другая накладка 3 (упругий
стык).
Такие УВД выпускаются фирмой «Фихтель и Сакс» (модель
Z) в основном для грузовых автомобилей и тракторов. Их при-
меняют в ФС автомобилей ГАЗ и Ульяновского автозавода
(УАЗ), тракторов МТЗ-80/50 и Владимирского тракторного за-
вода (ВТЗ)—Т-30 и др. Ранее отмечалось, что спеченные и не-
которые другие накладки применяются в виде секторов, пуговиц
и подобных элементов. Для них все описанные способы создания
46
А-А А
Рис. 1.19. УВД с секторными на-
кладками:
1 — ступица; 2 — плоские пружины;
3 — секторные накладки
осевой податливости прак-
тически непригодны, и она
осуществляется конструктив-
но. Так, фирмой «Бендикс»
(Великобритания) разрабо-
тан УВД, где до приложе-
ния осевой нагрузки рабо-
чие поверхности соседних
фрикционных элементов на-
ходятся в различных плоско-
стях. При включении ФС
элементы ПТ устанавлива-
ются в одну плоскость — упругую, изгибаясь нижней частью
диска относительно бурта ступицы. Недостаток этого диска —
сложность изготовления из-за применения разнотолщинных сек-
торов—- устранен в конструкции УВД (А. с. 792005 СССР), в
котором упругость создается (рис. 1.19) путем крепления сектор-
ных упругих элементов с обеих сторон диска.
Упругие элементы УВД (плоские пружины) обычно изготов-
ляют из высокоуглеродистых, марганцовистых сталей 65Г, 85
и др. После вырубки их подвергают закалке в масле и отпуске в
штампе до 40... 48 HRCg.
Упругие свойства ВД ухудшаются в процессе работы сцепле-
ния. Из рис. 1.20 видно, что разность h2—h3, определяющая осе-
вую податливость, резко уменьшается в начальный период рабо-
ты и далее монотонно до полного износа накладок ФС. На этом
графике 32 000 включений эквивалентны пробегу 50... 100 тыс. км
в условиях, близких к тяжелым (например, работа в карьерах,
47
многих случаях. Такие ВД были показаны на рис. 1.13, 1.18, в
и др.
Основным назначением упругодиссипационных демпферов,
встроенных в ВД, является снижение уровней крутильных коле-
баний в трансмиссиях, вызванных неравномерной работой порш-
невого двигателя. Это осуществляется за счет упругофрикцион-
ных свойств демпферов. Кроме того, они способствуют уменьше-
нию уровней вибрации в трансмиссии. Они также оказывают
некоторое влияние на снижение динамических нагрузок в транс-
миссии, вызываемых включением ФС или резким торможением
машины с невыключенным ФС.
Введение демпфера в ВД позволяет частично или полностью
компенсировать линейную и угловую несоосности коленчатого
вала двигателя и первичного вала коробки передач, приводящих
к большему изнашиванию ПТ ФС.
Основными частями демпферов являются упругий элемент,
обеспечивающий угловое перемещение ступицы ВД относительно
его диска-держателя, и диссипационный элемент. В зави-
симости от последних демпферы подразделяют на упругофрик-
ционные гидравлические и резинометаллические. В упруго-
фрикционных демпферах используются либо цилиндрические
винтовые пружины, либо пластинчатые, а также элементы тре-
ния, имеющие поверхности без смазочного материала. В гидрав-
лических демпферах упругими элементами также являются пру-
жины, а рассеивание энергии осуществляется за счет гидравличе-
ских потерь при перетекании жидкости через жиклеры в процессе
колебаний плунжера относительно цилиндра. В резинометалли-
ческих демпферах резина является как упругим, так и диссипа-
ционным элементом: здесь рассеивание энергии осуществляется
за счет внутренних сил трения в резине.
Гидравлические демпферы в ФС тяговых и транспортных ма-
шин практически не применяются ввиду их сложности, недоста-
точной надежности и трудности в создании необходимых рабо-
чих характеристик при ограниченных габаритах.
В последнее время получили некоторое распространение ре-
зинометаллические демпферы, упругодиссипационные характе-
ристики которых определяются внутренними свойствами резин,
конфигурациями резинового элемента и границами его деформи-
рования. Одна из наиболее простых конструкций такого демпфе-
ра показана на рис. 1.21. Резиновый элемент 2 установлен в ок-
нах, расположенных по окружности в ВД. Существенным
недостатком резинометаллических демпферов является их огра-
ниченная долговечность и нестабильность упругодиссипационных
характеристик во времени, которые вызваны неблагоприятными
условиями работы резины (попадание масла на резиновый эле-
мент и его нагрев вследствие буксования ФС и внутреннего тре-
ния).
48
Рис. 1.21. ВД с резиновыми упругими элементами:
1 — ступица; 2 — упругий элемент; 3 — пластина; 4 —• диск-держатель; 5 — диски
демпфера
В последние годы, благодаря созданию специальных синтети-
ческих резин, некоторые зарубежные фирмы начали освоение и
внедрение таких демпферов.
По данным МТЗ, современные резины работают в ФС трак-
тора МТЗ-80 в течение 8... 9 тыс. моточасов при температурах
от —-30 до + 110°С, при ухудшении упругих свойств не более чем
на 10% и повышении срока службы ПТ на 30% и шлицевых сое-
динений в 2...3 раза.
Большинство современных ФС имеют ВД с демпферами упру-
гофрикционного типа. Упругий элемент таких демпферов пред-
ставляет собой цилиндрические винтовые пружины, расположен-
ные по окружности в окнах между диском-держателем и ступи-
цей (см. рис. 1.13, 1.18, в). Они изготовляются из высокоуглеро-
дистых сталей — марганцовистых, хромованадиевых и т. п.
Технология их изготовления не отличается от технологии произ-
водства обычных пружин. Для уменьшения ползучести материала
пружин применяют термофиксацию, которая следует после на-
вивки (нагрев до температуры 400...450°С, выдержка в течение
0,5... 1 ч, охлаждение на воздухе) и после дробеструйной обработ-
ки (повторный нагрев до температуры 18О...299°С, выдержка в
течение 0,5... 1 ч, охлаждение на воздухе).
В упругофрикционном демпфере применяют одну или несколь-
ко ПТ двух типов: «сталь по стали» и «сталь по ФАПМ». В пер-
вом случае используется лента из раскисленной мягкой стали.
После вырубки деталей (диск-держатель, пластина диска, опор-
ное кольцо или опорная пластина, диск демпфера и т. д.) они
49
tup
Рис. 1.22. Упругофрикциоиная характеристика одноступенчатого пружииио-
фрикциоииого демпфера
подвергаются термохимической (цементирование, цианирование)
и термической (например, закалка в масле, отпуск в штампе) об-
работке. Так, если детали делаются из стали 35, то после циани-
рования на глубину 0,2 мм они имеют 56...59 HRC3 при твердости
сердцевины 30...34 HRC3; если детали изготовляются из стали 50,
то после закалки с последующим отпуском твердость их поверх-
ности составляет 44...46 HRC3. Те же материалы для аналогичных
деталей применяются и в смешанных ПТ. Здесь фрикционное
кольцо делается из ФАПМ, используемых при производстве на-
кладок ФС.
В диске (см. рис. 1.13) две ПТ: диски-демпферы 3 — диски-
держатели 5. Осевая нагрузка создается за счет сжатия веду-
щих и ведомых частей демпфера предварительно деформирован-
ными дисками 3, стянутыми заклепками 2.
На рис. 1.22 приведена упругофрикционная характеристика
наиболее широко используемого в машинах демпфера, имеющего
один рабочий участок. Ломаной штрихпунктирной линией отме-
чена упругая характеристика, рабочий участок которой ограни-
чен моментом предварительного натяга пружин Мп и моментом
выключения из работы демпферных пружин Л4Вык. Преднатяг
пружин демпфера возникает за счет их установки в окна ВД с
некоторым поджатием; момент А4ВЬ1К ограничивается упорами
(см. элемент 7, на рис. 1.25, в), запрещающими посадку витка
пружины на виток. Угол а2 определяет жесткость рабочего уп-
ругого элемента демпфера. Углы си и а3 характеризуют жест-
кость деталей демпфера в пределах предварительного смещения
и после его выключения из работы. Наибольший момент Л4тах
50
передается через демпфер при нагружении упоров. Сплошными
линиями на рис. 1.22 очерчена петля гистерезиса, площадь ко-
торой определяется моментом трения Л4Т, развиваемым на ПТ.
Здесь Д<р — угол закрутки демпфера.
В большинстве упругофрикционных демпферов Л4Т = const.
Демпферы с рассмотренной характеристикой называются одно-
ступенчатыми. Они применяются в большинстве автотрактор-
ных ФС.
Более широкими возможностями обладают многоступенчатые
демпферы, преимущественно распространенные в ФС легковых
автомобилей. Число ступеней достигает пяти. Из характеристики
демпферов «Валео» (рис. 1.23) следует, что демпферы моделей
Н, Т, L одноступенчатые; такие демпферы (модели G, GT и GS)
применяет и фирма «Фихтель и Сакс». Демпферы моделей G12A,
Н12 и К21 имеют две ступени на одной ветви характеристики,
соответствующей нагрузочному режиму двигателя, и одну сту-
пень на ветви, соответствующей режиму торможения машины
двигателем. Это достигается тем, что половина или треть пружин
демпфера устанавливается с большим предварительным натягом.
Подобные характеристики имеет и демпфер ФС автомобиля
АЗЛК-2141.
Двухступенчатые демпферы представлены на рис. 1.24 (моде-
ли N и М); такие же демпферы (модели S, R) производятся фир-
мой «Фихтель и Сакс». Переменность жесткостей на отдельных
ступенях осуществляется пружинами различной жесткости (на-
пример, в ФС ВАЗ-2101) или двойными пружинами неодинако-
вой длины (демпферы ФС АП).
В автомобилях с высокой комфортабельностью применяют
демпферы с еще большим числом ступеней. В них первая ступень
предназначена для устранения шума шестерен в коробке передач
на холостом ходу. Поэтому наибольший момент Л4Вык на этой
ступени составляет несколько десятков ньютон-метров, угол за-
крутки-— 2...5°. Вторая ступень предназначена для устранения
шума шестерен при включенной передаче. Остальные
ступени снижают размах амплитуд колебаний, вызванных
наиболее опасными гармониками ДВС. Многоступенчатость до-
стигается сочетанием различных способов: созданием предвари-
тельного натяга пружин; постановкой пружин различной жест-
кости (до трех групп) или двойных пружин. Так выполнены
модели КЗЗ, R33, G33A фирмы «Валео» и модели Т фирмы
«Фихтель и Сакс».
В последнее время для получения многоступенчатых харак-
теристик применяют преддемпферы. В этом случае ВД имеет
два демпфера — предварительный и главный, которые могут пе-
редавать момент Мъ на две или на одну ступицы. В первом слу-
чае (рис. 1.24, а) шлицевые ступицы 1 и 3 вставляются одна в
другую с зазором, обеспечивающим заданный угол закрутки.
51
Рис. 1.23. Нелинейные упругие характеристики демпфирующих устройств
пружинного типа, встроенных в ВД фирмы «Валео»
52
Рис. 1.24. Двухступенчатые демп-
феры фирмы «Фихтель и Сакс»
моделей:
а — М; б — м
Рис. 1.25. Конструкции демпфе-
ров:
а — автомобиля ГАЗ-24; б — мод.
GS фирмы «Фихтель и Сакс»; в —
встроенного в УВД автомобиля ВАЗ-
2101
При приложении момента Л1в вступают в работу пружины 2
преддемпфера, и ступица 1 поворачивается относительно ступи-
цы 3. Когда исчезнет зазор между ступицами, преддемпфер замк-
нется и вступят в работу пружины 4 главного демпфера, пере-
давая Л1в на ступицу 3 и далее в трансмиссию. Во втором случае
(рис. 1.24, б) пружины 5 и 6 соединены с одной и той же ступи-
цей 7. Пружины 6 преддемпфера имеют небольшую жесткость, и
после того, как они замкнутся, начинают работать пружины 5
главного демпфера. Демпфер второго типа имеет меньшие осевые
габаритные размеры, чем предыдущий. По подобным схемам вы-
полнены демпферы моделей К55, GS33B, MS ЗЗА, MS 44А.
Пары трения «сталь по стали» и «сталь по ФАПМ» для фор-
мирования трения без смазочного материала в демпфере получи-
ли примерно одинаковое распространение. Например, в ФС Т-150,
ГАЗ-24, ЗАЗ-968, ЗИЛ-130, КамАЗ-14, ЯМЗ-236/238 установле-
ны демпферы GT и GS фирмы «Фихтель и Сакс» в которых
используются ПТ первого типа; в ФС ГАЗ-52/53, ВАЗ, «Моск-
вич», в моделях С, R, Т, W и М фирмы «Фихтель и Сакс» и дру-
гих применяются ПТ второго типа. Две ПТ в демпферах (см.
53
рис. 1.13, 1.18, в) наиболее распространены; диск с одной парой
трения показан на рис. 1.25, а.
Усилие прижатия ПТ создается винтовой, тарельчатой или
пластинчатой пружинами, а также сжатием пар трения пальца-
ми (заклепками). Последний способ применяется в сцеплениях
ГАЗ, УМЗ, «Фихтель и Сакс» (модели С и Т) и др. Винтовые
пружины 1 (рис. 1.25, а) для создания осевого усилия применя-
ются редко, так как в этом случае увеличивается осевой размер
ВД. Недостаток пластинчатых пружин 2 (рис. 1.25, б)—па-
дение нажимного усилия по мере изнашивания ПТ демп-
фера.
Обычно абсолютные значения момента преднатяга Л1п (см.
рис. 1.22) составляют 3...30 Н-м для ФС легковых автомобилей
и от 10 до 120 Н-м — для грузовых автомобилей и тракторов.
Стабильность момента Л1п у обычных демпферов невысока, а
отношение Л1Птах/Л1пт)п = 2,0...2,5. Это отношение значительно
меньше у демпферов с тарельчатыми пружинами, получившими
в настоящее время наибольшее применение (ФС «Москвич»,
ВАЗ, ЧАЗ, а также зарубежных фирм АП, «Фихтель и Сакс»,
«Валео» и др.). Типичная конструкция, в которой нажимной
диск 4 фрикционного механизма (рис. 1.25, е) связан с диском
демпфера 6, а тарельчатая пружина 3 расположена между ними.
Первоначальное усилие определяется длиной утолщенной части
упора 7, который соединяет диски демпфера 6 и 5 и диск-держа-
тель 8 в одно целое.
У ведомых дисков контролируются геометрические размеры и
функциональные характеристики. Этот контроль чаще всего осу-
ществляется в приспособлениях, представляющих собой шлифо-
ванный вал с двумя планшайбами — неподвижной и подвижной,
между которыми сжимают ВД.
Датчики фиксируют непараллельность под нагрузкой Р~
«50 Н; непараллельность при нормальной рабочей нагрузке (не
должна превышать 0,15... 1 мм); среднюю толщину ВД при рабо-
чей нагрузке.
На этом же приспособлении определяют функциональные ха-
рактеристики: расстояние между планшайбами, соответствую-
щее свободному вращению ВД, и осевую податливость диска, а
также зависимость Л1=Д(Д<р) и значение Л1т (см. рис. 1.22). Все
контролируемые параметры накапливаются в ЭВМ, которая про-
изводит статистическую обработку данных и выявляет брако-
ванные детали.
Рассматривая и оценивая преимущества и недостатки меха-
низмов и деталей ВД, можно сделать вывод о том, что современ-
ным требованиям в наибольшей степени удовлетворяют диски с
осевой податливостью, оснащенные многоступенчатым демпфе-
ром, обладающим способностью компенсировать, несоосность
валов.
54
1.3. ДВУХ ДИСКОВЫЕ СЦЕПЛЕНИЯ
Развитие автотракторных ФС начиналось с многодисковых
конструкций. Сейчас они почти не применяются, прежде всего
из-за затруднений с обеспечением «чистого» выключения ФС. По-
этому число ведомых дисков обычно ограничивается двумя. Ра-
нее, 10... 15 лет назад, считалось, что двухдисковые ФС необходи-
мо применять при крутящем моменте двигателя более 800 Н-м.
В результате отечественные грузовые автомобили многих моде-
лей и некоторые тракторы оборудуются ФС этого типа. За рубе-
жом они устанавливаются на силовых агрегатах с мощными вы-
сокооборотными дизелями. Технические характеристики зарубеж-
ных двухдисковых ФС представлены в табл. 1.13 и 1.14, а
1.13. Основные параметры двухдисковых ФС с винтовыми пружинами
фирмы АП для грузовых автомобилей, тракторов,
строительных и дорожных машин
Параметры AS 12" AS 14" AS 15" AS 18"
Мд max> Н’М 700 1150 1350 2110
Dh/Db, мм 305 352 381 457
178 210 200 279
Аи, см2 1624 2348 3200 4000
Номер картера (по SAE) 4 3 2 1
/Пв.ч, КГ 20,8 42,9 48,0 113,0*
&зык, ММ 15,2 15,2 152 12,7
Рвык, Н, не более 2040 3480 3480 4320
/в.ч, кг-м2 0,384 0,98 1,165 3,4
[л], мин-1 4500 4000 3500 2500
Число иажимиых пружин 16 12X2 12X2 25
Масса ВД, кг 3 4,8 5,1 9,7
Момент инерции ВД, кг-м2 0,0197 0,0503 0,0692 0,1520
Рекомендуемое передаточное отио- 12 : 1 12: 1 12: 1 18: 1
шение привода выключения
Передаточное отношение рычагов от- 4,2: 1 4,2: 1 5:1 6,1 : 1
вода нажимного диска
* Общая масса ФС.
типичные конструкции — на рис. 1.26, а, б. Основные детали
таких ФС не отличаются от деталей однодисковых конструкций.
Все отечественные и многие зарубежные двухдисковые ФС име-
ют винтовые периферийно расположенные пружины. В последние
годы начинают исдользоваться двухдисковые ФС и с разрезной
тарельчатой пружиной [54], вдавливаемой или вытягиваемой.
По сравнению с однодисковыми ФС в двухдисковых максималь-
но допустимый износ накладок в два раза больше, поэтому в по-
следних применяют пружины с малой жесткостью; а так как чис-
55
2
ло ПТ также удваивается, то требуется почти в два раза мень-
шее значение Ркк. Поэтому усилие выключения двухдисковых
ФС обычно ниже, чем однодисковых.
Второй ведущий диск 3 на рис. 1.26, а, б называется проме-
жуточным. Он расположен между обоими ВД 2. Следовательно,
поверхность охлаждения диска 3 мала. Если учесть, что махо-
вики двухдисковых ФС имеют в основном чашеобразную форму,
то очевидно, что тепловой режим этой детали оказывается не-
благоприятным. Попытки развить поверхность охлаждения, на-
пример, за счет вентиляционных пазов в теле диска не получили
распространения, так как при этом уменьшается его прочность
и теплоемкость.
Промежуточный диск изготовляется из тех же материалов и
соединяется с ведущими частями теми же способами, что и на-
жимной диск однодисковых ФС. На рис. 1.26, а показано соеди-
нение промежуточного диска с маховиком по схеме паз—шип. От
ширины зазора в этом соединении во многом зависит работоспо-
собность ФС. Большой зазор — это шум, неуравновешенность и
повышенные динамические нагрузки в соединении, а недостаточ-
ный зазор — «нечистое» выключение и неполное включение ФС.
Зазор, достаточный для обычных условий работы, может ока-
Рис. 1.26. Двухдисковое ФС:
а — мод. GF; б — с разрезной тарельчатой пружиной мод. 380 DSTWIN фирмы АП;
б — с тангенциальными поводковыми пружинами промежуточного и нажимного дис-
ков; 1 — маховик; 2 — ВД; 3 — промежуточный диск; 4 — нажимной диск; 5 —
кожух; 6 — пружина; 7 — пружина отвода промежуточного диска; 8 — опорный
диск маховика; 9 — поводковая тангенциальная пружина
57
58
1.14. Основные параметры двухдисковых ФС фирм «Фихтель и Сакс» и АП
Параметр GF ♦ GMFZ *♦ DS ** ***•
2/310 2/350 2/380 2/190 2/215 2/350 2/380 350 380
Грузовые автомобили, тракторы, дорожные Спортивные автомобили Грузовые автомо- били, тракторы
машины.
шах» Н* М 900 1000 1400 250 400 1300 2000 1400 2000
DK/Da, мм 310 350 380 350 352 387
175 195 200 195 216 232
Лн, см2 2070 2640 4070 — — 2640 — 2350 —
Номер картера (по SAE) 3 2 1 — — 2 1 3 2
/Пв.ч» КГ 42 49 62 4,56 7,45 43 56 37 42
5вык> ММ 11+2 11+2 14+2 7.5+1 7.5+1 14+2 14+2 11,2 —
Рвык, Н, не более 4500 4600- 5600 1700 2200 4300 4800 —
7в.ч, кг-м2 0,842 1,200 1,784 0,932 0,064 1,0 1,57 0,8 0,91
[л], мин-1 3000 2800 2800 6500 6500 2800 2800 4000 —
Число нажимных пру- 18 18 18 1 1 1 1 1 1
жин
* Винтовые пружины.
** Разрезные тарельчатые вытягиваемые пружины.
*** Разрезные тарельчатые вдавливаемые пружины.
заться недостаточным при повышенных тепловых нагрузках,
прежде всего из-за неодинакового теплового расширения проме-
жуточного диска и обода маховика. Отвод промежуточного дис-
ка от ведомых частей при выключении ФС обычно осуществля-
ется различными пружинными механизмами. Так, в ФС модели
GF (рис. 1.26, а) отвод осуществляется винтовыми пружинами 7
скручивания через двуплечие рычаги, посаженные на оси. Не
менее распространены конструкции с плоскими пружинами, при-
крепленными к промежуточному диску, или с винтовыми пружи-
нами, установленными между промежуточным и нажимным дис-
ками (или маховиком) [54]. Значительно надежнее соединение
(рис. 1.26, в), в котором промежуточный диск 3, как и нажимной
диск 4, крепится к кожуху тангенциальными пружинами 9. Такая
система обеспечивает хорошее центрирование промежуточного
диска; в ней отсутствуют потери на трение; она проще и техноло-
гичнее, чем система паз—-шип. Механизм отвода содержит пру-
жины 7, расположенные между маховиком 1 и промежуточным
диском 3. Заметим, что наличие в рассматриваемой конструкции
сменного чугунного диска 8 позволяет выполнять маховик из
стали, что повышает его прочность и одновременно снижает
массу.
Отмеченные особенности двухдисковых ФС (плохой теплоот-
вод от промежуточного диска, потери на трение и т. д.) являются
причиной того, что при одинаковых размерах двухдисковые ФС
передают крутящий момент лишь в 1,7... 1,8 раза больше, чем од-
нодисковые, хотя теоретически увеличение должно быть двукрат-
ным.
Следует отметить, что в производстве двухдисковые ФС доро-
же однодисковых. У них больше эксплуатационные расходы для
достижения заданного ресурса, так как вероятность отказа ФС
с большим числом деталей повышается. Поэтому двухдисковые
ФС целесообразно использовать лишь в случаях, когда по компо-
новочным требованиям применение однодисковых конструкций
невозможно.
Сравнение двухдисковых ФС с современными однодисковыми
(табл. 1.3... 1.6), имеющими Он>380 мм, показывает, что однодис-
ковые конструкции пригодны для двигателей с крутящим момен-
том до 2 кН-м, т. е. они перекрывают почти весь диапазон двух-
дисковых ФС. У них высокая надежность, хорошая технологич-
ность и на 20% меньше масса ведущих частей. Этим объясняются
их преимущества по экономической эффективности в производст-
ве и эксплуатации. Следовательно, тенденцию, связанную с
распространением однодисковых ФС, следует полагать определя-
ющей на обозримую перспективу. При этом мировой и передовой
отечественный опыт показывает, что производство двухдисковых
ФС оказывается выгодным только при максимальной унифика-
ции их узлов и деталей с базовыми однодисковыми моделями.
59
13500
9040
4520
Р^Н
2720
1810
904
0 10,10 7,02 5,08 2,54 5Выюмм
О 1,27 2,54 3,81 5,08 AhU3,мм
6)
1.27. ФС с автоматической ре-
Рис.
гулировкой нажимного усилия Рнж и
характеристика нажимного устройст-
ва при изнашивании фрикционных
накладок:
—-----—обычного ФС; — — --— с ав-
томатической регулировкой
Из рис. 1.6 следует, что один из основных недостатков рас-
смотренных выше ФС с пружинными механизмами состоит в том,
что по мере износа накладок Ркж уменьшается в той или иной
мере, а вместе с ним и передаваемый крутящий момент. В наи-
большей степени это относится к двухдисковым ФС с винтовыми
пружинами. Для восстановления Ркж применяют много различ-
ных устройств и механизмов. ФС с ними, в соответствии с приня-
той классификацией, относятся к категории регулируемых.
Современная тенденция развития ФС состоит прежде всего в
сокращении времени обслуживания; для этого, в частности,
уменьшают число точек регулировок. Поэтому и появились ФС с
автоматической регулировкой Ркж, одно из которых показано на
рис. 1.27, а.
Здесь РнЖ обеспечивается пружинами 6, установленными на-
клонно на кожухе 3 и действующими на нажимной диск 1 через
муфту 4 и рычаги 2. В отличие от обычных ФС выключение про-
исходит при отводе МВ 5 назад. Вместе с ней отходит и муфта 4;
рычаги 2 поворачиваются и освобождают нажимной диск 1 от
60
действия пружин 6. Пружины при этом сжимаются, но в связи с
уменьшением угла а осевая составляющая РнЖ также уменьша-
ется, как показано на рис. 1.27, б. При износе накладок ведомых
дисков 7 нажимной диск 1 и муфта 4 перемещаются к маховику
8\ общее усилие пружин уменьшается, но так как угол а увеличи-
вается, то соответственно увеличивается и осевая составляю-
щая Рнж-
Из сравнения характеристик этого и обычного ФС видно, что
нажимное усилие пружин практически не изменяется в течение
всего срока службы; усилие выключения РВык У ФС с автомати-
ческой регулировкой значительно меньше.
Усложнение конструкции и связанные с ним расходы в произ-
водстве в определенной мере компенсируются снижением эксплу-
атационных расходов. Тем не менее основная доля ФС относится
к категории нерегулируемых. В ФС с винтовыми пружинами РНж
обычно не регулируют, чтобы избежать увеличения расходов в
производстве и эксплуатации, а ФС с разрезными тарельчатыми
пружинами имеют нелинейную характеристику (см. рис. 1.6),
позволяющую поддерживать рабочие нажимные усилия в преде-
лах Лж.раб ... Рнж.тах При реГЛамеНТИрОВЭННОМ износе Айиз.
1.4. СЦЕПЛЕНИЯ, РАБОТАЮЩИЕ В МАСЛЕ
Одним из основных преимуществ ФС, работающих в масле
(«мокрых»), по сравнению с «сухими» ФС, является их надеж-
ность и долговечность, отсутствие частых эксплуатационных ре-
гулировок. Это связано с меньшим изнашиванием ПТ, лучшим
отводом теплоты от них и большей стабильностью их коэффици-
ентов трения.
Применение смазывания ПТ ФС уменьшает их коэффициент
трения до 0,07...0,09 вместо 0,25...0,3 у сухих ФС, но при этом по-
зволяет почти десятикратно увеличить давление на них и при-
мерно в 2 раза сократить площадь контакта дисков из-за наличия
канавок на их поверхности.
Смазывание ПТ ФС качественно меняет и трибологические
процессы при буксовании «мокрых» ФС, обеспечивая жидкостное
и полужидкостное (граничное) трение. Под последним обычно
понимают такой режим работы мокрого ФС, когда трущиеся по-
верхности ПТ разделены тончайшей масляной пленкой (толщи-
ной менее 0,1 мкм), фактически на молекулярном уровне, препят-
ствующей непосредственному контакту ПТ. Этим обеспечивается
малое изнашивание ПТ при высоких усилиях сжатия и постоян-
ный их коэффициент трения. Увеличение толщины разделитель-
ной масляной пленки ведет к нежелательному снижению коэффи-
циента трения, а ее разрыв — к резкому увеличению изнашивания
ПТ. Следовательно, положительные качества мокрых ФС зави-
сят от определенных внешних условий, обеспечивающих именно
61
граничное трение на фрикционных парах, что неизбежно ведет к
существенному усложнению конструкции мокрых ФС по сравне-
нию с сухими.
Повышенная сложность мокрых ФС предопределила более
широкое применение сухих ФС, отличающихся относительной
конструктивной простотой и достаточной надежностью работы в
прошлые годы, когда энергонасыщенность тракторов и других
тяговых машин и их рабочие и транспортные скорости резко от-
личались от современных.
Вместе с тем опыт эксплуатации сухих ФС показал, что они
имеют ряд недостатков, обусловленных главным образом непо-
стоянством коэффициентов трения при изменениях температур
ПТ и их повышенным износом, связанным с ростом энергонасы-
щенности машин.
Непрекращающийся поиск наиболее долговечных фрикцион-
ных материалов, совершенствование конструкций сухих ФС и
другие научные исследования, проводимые в нашей стране и за
рубежом, значительно повысили их ресурс; особенно это косну-
лось ФС для сельскохозяйственных тракторов, комбайнов, лег-
ковых и большинства грузовых автомобилей. Одновременно
стало выясняться, что для тяжелых промышленных тракторов,
вследствие специфики их работы и повышенных сил тяги, сухие
ФС не могут обеспечить при заданных геометрических размерах
необходимой долговечности ПТ.
Отсюда правомерен все нарастающий интерес к применению
на мощных тракторах мокрых ФС, потенциально более надеж-
ных и долговечных, о чем было сказано ранее. В автомобилях их
использование весьма ограничено.
Тенденция повышения энергонасыщенности и тяги тракторов,
особенно промышленных, четко прослеживается и в том, как рас-
тет количество зарубежных патентов мокрых ФС по десятилети-
ям, начиная с 30-х годов. Если в 30-е и 40-е годы были зарегист-
рированы соответственно только один и три патента и все они
были американских фирм, производящих ФС, то в 50-е гг. появи-
лись 34 патента Великобритании и 40 — Франции. Значительный
рост числа патентов прослеживается в 60-е гг., когда во всем
мире начался период более резкого роста энергонасыщенности
тракторов и других тяговых машин. Особенно большое число па-
тентов зарегистрировано в 70-е гг, —41, и среди них появились
патенты ФРГ, Японии и других стран. В начале 80-х годов также
появились новые патенты в ФРГ и США.
Наибольшее число патентов в области создания мокрых ФС
имеет фирма «Борг Уорнер» (США), разработавшая разнообраз-
ные их конструкции, включая успешно применяемый унифициро-
ванный ряд мокрых ФС «Рокфорд Клач».
Фирмы «Катерпиллер» и «Джон Дир» (США) на все выпу-
скаемые тракторы с механическими трансмиссиями устанавлива-
ем
ют мокрые ФС с дисками одинакового диаметра, число которых
зависит от передаваемого крутящего момента. Фирма «Лайп Рол-
лвей» (США) изготовляет мокрые ФС диаметром от 300 до
380 мм пяти типоразмеров. По данным фирмы, долговечность
этих ФС примерно в 30 раз больше, чем у сухих ФС того же ти-
поразмера. Вопросами совершенствования подачи масла в зону
трения мокрых ФС занимаются фирмы «Дженерал моторе», «Дэй-
на» (США) и др.
Ведущей западногерманской фирмой по разработке и произ-
водству сухих и мокрых ФС является фирма «Фихтель и Сакс»,
совершенствующая в основном способы подвода масла в зону
трения. Разработкой мокрых ФС занимаются также «Даймлер
Бенц», «Зюдойч Кюхль-фабрик» и другие фирмы ФРГ.
В Великобритании фирмами, владеющими патентами по мок-
рым ФС, являются «Дэвид Браун» «Аутомотив Продакте» и
«Г. К. Н. трансмишн», также совершенствующие подачу масла в
зону трения.
Японские фирмы «Нисан Мотор», «Дэйкин Сейсакушо» и «Ей-
син Сейкин Кабушики Каиша» тоже работают над совершенст-
вованием подачи масла в зону ПТ, от которой в значительной сте-
пени зависит надежная и долговечная работа мокрого ФС.
Использование масла в мокром ФС, выполняющего функции
жидкостного охлаждения и смазывания ПТ, влечет за собой по-
явление целого комплекса проблем, которые в большей или мень-
шей степени влияют на надежность самого ФС. К ним в первую
очередь надо отнести подбор фрикционных материалов ПТ, спо-
собы их охлаждения и смазывания и ряд других, включая спо-
собы, обеспечивающие «чистоту» размыкания дисков и повышаю-
щие надежность применяемых уплотнений.
Следует отметить, что применение мокрых ФС стало возмож-
ным только после создания фрикционных материалов, стойких к
воздействию масла.
Наиболее высокой стойкостью к минеральным маслам обла-
дают спеченные материалы, пористая структура которых способ-
ствует адсорбированию и удержанию масляной пленки, обеспе-
чивающей граничное трение во фрикционной паре.
Из асбофрикционных материалов на органическом связую-
щем для работы в масле используются в основном эластичные
тканые материалы с масляной пропиткой, пластмассы и фрик-
ционные материалы на комбинирующем связующем.
Иногда в мокрых ФС применяются чисто металлические фрик-
ционные пары, поверхность трения которых сульфацианируется
для улучшения противозадирности и прирабатываемости. а так-
же для повышения износостойкости и усталостной прочности.
Основные фрикционные материалы, применяемые в мокрых
ФС, а также принципиальные конструктивные решения доста-
точно подробно рассмотрены ранее.
63
Для правильной оценки мокрых ФС необходимо указать, что
их преимущества реализуются только в определенном диапазоне
температур на ПТ. Повышение температуры выше определенно-
го предела резко отрицательно сказывается на материалах ПТ
и состоянии масляной разделительной пленки. Металлические
фрикционные диски начинают подвергаться короблению, усадке,
растрескиванию и схватыванию. Фрикционные материалы других
композиций начинают выкрашиваться, происходит их «золочение»
и разъединение.
Разложение масла приводит к загрязнению ПТ, уменьшению
их пористости и уменьшению проходных сечений канавок для ох-
лаждения и смазки.
Таким образом, тепловой режим мокрого ФС является одним
из важнейших факторов его надежности и долговечности, ста-
бильность которого зависит в основном от системы подачи масла
на ПТ для их охлаждения и смазывания.
Четкой классификации конструкций системы охлаждения и
смазывания поверхностей трения мокрых ФС пока нет. Однако
анализ патентной деятельности зарубежных фирм и небольшого
еще опыта отечественного конструирования, проводимого в НПО
HATH и СКВ по сцеплениям и гидротрансформаторам, позволяет
наметить основные ее ориентиры: по месту подвода масла в зону
трения; по месту действия системы охлаждения и смазывания;
по способу подачи масла в зону трения; по направлению подачи
масла; по характеру подачи; по способу охлаждения масла и по
форме масляных канавок на поверхностях трения, имеющих су-
щественное влияние на их охлаждение и смазывание.
Подвод масла в зону трения возможен от ведущих деталей
ФС, от ведомого вала и от МВ.
По месту действия системы охлаждения и смазки все сущест-
вующие мокрые ФС имеют сухой или мокрый картер.
По способу подачи масла в зону трения, являющемуся основ-
ным конструктивным признаком системы охлаждения и смазы-
вания, различают подачи с помощью системы разбрызгивания,
трубок Пито и насосов. Разбрызгивание может осуществляться
различными способами: простым погружением деталей ФС в мас-
ло либо с использованием приспособлений, обеспечивающих
улавливание разбрызгиваемого масла и направления его на ПТ.
Трубки Пито служат для непосредственной подачи масла к фрик-
ционным дискам ФС и для вывода масла из рабочего картера
в масляный резервуар, из которого оно посредством других при-
способлений подается в зону трения.
Больше половины конструкций систем охлаждения и смазы-
вания мокрых ФС содержат масляные насосы. Их привод осуще-
ствляется или от ведущих деталей ФС, или они независимы (мо-
гут быть использованы насосы смазочных систем двигателя или
коробки передач).
64
По направлению подачи масла различают системы с подачей
его от внутреннего диаметра ВД к внешнему, в обратную сторо-
ну или комбинированные, когда масло вначале подается внутрь
ФС, а затем под действием центробежных сил вновь отбрасыва-
ется наружу.
По характеру подачи встречаются системы с прерывным или
непрерывным потоком масла в зону трения. В первом случае
масло подается только в момент включения или только в выклю-
ченном состоянии ФС; во втором масло течет постоянно или в
определенный период работы ФС.
По способу охлаждения масла различают системы с охлаж-
дением в маслосборнике ФС, маслосборниках двигателя и короб-
ки передач, в водяном радиаторе, а также в маслосборнике кар-
тера за счет системы охлаждения двигателя.
По форме масляных канавок на поверхностях трения их ри-
сунок бывает спиральным, радиальным, спирально-радиальным,
наклонным, тангенциальным, концентрическим, сетчатым («брил-
лиантовым», типа «квадрат», дифференциальным), в виде отвер-
стий и др. Иногда используются поверхности трения без канавок
для охлаждения и смазывания.
Ниже приводится описание нескольких наиболее типичных
конструкций систем охлаждения и смазывания мокрых ФС, по-
ясняющих их подразделение по основному конструктивному при-
знаку— способу подачи масла в зону трения.
На рис. 1.28 представлено мокрое ФС (пат. 4023661 США)
фирмы «Дейна», работающее по системе разбрызгивания масла
направленным потоком.
Подвод масла в зону трения осуществляется при помощи спе-
циальных трубчатых черпаков 1, равнорасположенных по пери-
ферии нажимного диска 2. Картер 3 мокрый, в нем помещается
масло 4, частично охлаждаемое в радиаторе 5 с гофрированными
стенками и охлаждающими ребрами 6.
При работе двигателя нажимной диск, вращаясь, своими
черпаками вгоняет масло в их заборное отверстие 10
и далее по каналам 11 подает его в кольцевые полости, об-
разуемые внутренней поверхностью нажимного диска и сталь-
ными дисками-держателями 8 ВД. Равномерность распределе-
ния масла по ПТ обеспечивается системой отверстий 9 в дисках-
держателях 8. Под действием центробежных сил масло протека-
ет по канавкам накладок ВД, смазывает и охлаждает их поверх-
ности трения и далее сбрасывается на внутренние поверхности
стенок картера. Стекая по последним в маслосборный поддон
картера, часть масла через маслоулавливатель 7 попадает в ох-
ладительный радиатор 5.
Недостатками данной конструкции являются сложная форма
нажимного диска и отсутствие фильтрации масла от продуктов
изнашивания ПТ.
3-1607
65
io
11
Рис. 1.28. Мокрое ФС фирмы
«Дейна»:
а — конструкция; б — нажим-
ной диск с черпаками
На рис. 1.29 представлено мокрое ФС (пат. 3474888 США)
фирмы «Мак Трак» с трубками Пито для подачи масла в зону
трения.
На маховике 1 двигателя закреплен кольцеобразный масло-
сборник 2. В верхней части картера 4 ФС неподвижно закрепле-
на трубка Пито, нагнетательный конец 3 которой входит в желоб
маслосборника 2. При вращении маховика / масло, захваченное
маслосборником 2 в нижней части картера 4, под действием цен-
тробежных сил попадает в маслоприемный нагнетательный ко-
нец 3 трубки Пито и далее через гибкий шланг 5—в распреде-
лительную камеру 6. Под действием давления, создаваемого в
камере 6, масло через два отверстия 7 поступает в кольцевой
зазор между ведомым валом 8 ФС и расточкой кронштейна 9
крепления корпуса МВ 10. Далее масло проходит во внутреннюю
кольцевую полость на барабане 17 крепления ВД, откуда оно через
направляющие сопла 18 подается для охлаждения и смазывания
ПТ. Пройдя ПТ, масло поступает во внутреннюю полость бара-
бана 16 ведущих дисков и через отверстия 15 под действием цен-
тробежных сил выбрасывается вблизи наружного края желоба
66
Рис. 1.29. Мокрое ФС фирмы «Мак Трак»
Рис. 1.30. Мокрое ФС
фирмы «Фихтель и
Сакс»
маслосборника 2. Там масло изменяет направление движения,
попадая на наружную сторону барабана 16, откуда сбрасывает-
ся направляющей ребордой в картер ФС.
Следует отметить, что масло циркулирует только в периоды
выключения и включения ФС. При включении ФС уровень масла
13 в поддоне картера ниже наружного диаметра маслосборни-
ка 2, как показано на рисунке, вследствие чего масло не забира-
ется и основной его объем не участвует в работе и не подверга-
ется дополнительному нагреву. Это способствует повышению сро-
ка эксплуатации масла.
Для создания необходимого уровня масла (по стрелке 14),
чтобы маслосборник мог его захватить, установлена гидропнев-
матическая камера 11с разделительной диафрагмой и отжимной
пружиной (не показанных на рисунке). При отсутствии давления
воздуха, подаваемого по трубке 12, пружина, воздействуя на
диафрагму, производит всасывание масла в гидравлическую по-
3* 67
лость камеры 11 из поддона картера до ранее указанного нижнего
уровня. Подача воздуха в пневматическую полость камеры 11 для
вытеснения масла и его подъема до верхнего уровня, отмеченного
стрелкой 14, синхронизирована с управлением ФС.
На рис. 1.30 показано мокрое ФС (пат. 3127875 ФРГ) фирмы
«Фихтель и Сакс». Для подачи масла в зону трения внутри кар-
тера ФС установлен масляный насос с приводом от нажимной
разрезной тарельчатой пружины 1.
Конструкция ФС имеет систему управления масляным пото-
ком, состоящую из шестеренного насоса 2, распределительного
золотника 6 и направляющей 4. Золотник 6 расположен на выхо-
де масла из насоса и имеет пневматическое управление от спе-
циального устройства 7 электрического типа.
Масло подается тогда, когда нога водителя нажимает педаль
ФС, на которой установлен контакт устройства 7.
Масло из поддона картера ФС всасывается по трубопроводу
3 насосом 2 к золотнику бив зависимости от состояния послед-
него подается на направляющую 4 и далее на поверхности тре-
ния ВД 5 или сразу на слив в поддон картера ФС.
На рис. 1.31 показана одна из последних моделей мокрого ФС
фирмы «Борг Уорнер» (пат. 4280608 США), имеющего комбини-
рованную подачу масла в зону трения и сухой картер.
По периферии диска-держателя 1 ВД сделаны фасонные на-
клонные прорези 2 и специальные выступы 3 с улавливателями
4 для захвата масла. На образованных лепестках диска закреп-
лены спеченные накладки в виде отдельных сегментов 5, с масля-
ными канавками типа «квадрат».
В момент включения ФС и пробусковывания его дисков ВД
вращается медленнее ведущих дисков 11 и 10, вследствие чего
происходит захват масла улавливателями 4 и направление его по
прорезям 2 от наружного диаметра накладок к внутреннему. По-
пав во внутреннюю полость дисков, масло под действием цент-
робежных сил поступает в канавки сетчатой нарезки накладок,
смазывает и охлаждает поверхности трения и выбрасывается на-
ружу-внутрь кожуха ФС. Кожух ФС состоит из двух частей
А и В, представляющих собой одно целое. Масло заливается в
кожух через отверстие, закрытое резьбовой пробкой 7, и при вра-
щении ФС распределяется в виде кольца, как показано на рисун-
ке, чему способствуют направляющие выступы 6. К кожуху кре-
пятся сменные инерционные грузы 8, которые соединены с ве-
дущим валом 9 и заменяют общепринятый в узле ФС махо-
вик.
Управление ФС гидравлическое. Выжимной подшипник 12 ус-
тановлен на поршне 13 гидроцилиндра 14, жидкость в который
подается от устройства 15 при нажатии на педаль 16 управле-
ния ФС.
68
Рис. 1,31. Мокрое ФС фирмы «Борг Уорнер»
На рис. 1.32 показаны формы масляных канавок, наиболее
часто используемых во фрикционных дисковых узлах трения мок-
рых ФС.
Применение гладких фрикционных дисков при работе в мас-
ле не позволяет получить высокие коэффициенты трения на фрик-
ционных парах, так как выдавливание смазочного материала из
их контактирующих поверхностей затруднено.
Радиальные канавки (рис. 1.32, а) обеспечивают обильную
подачу масла на поверхность трения и высокую износостойкость
накладок, но из-за гидродинамического масляного клина умень-
шают передаваемый крутящий момент.
Накладки со спиральными канавками (рис. 1.32, е) имеют вы-
сокий коэффициент трения при небольших износах. Нарастание
крутящего момента, передаваемого таким ФС, происходит зна-
чительно быстрее, чем при любом другом виде нарезки канавок.
Они обеспечивают устойчивую масляную пленку, отвечающую
режиму граничного трения, но не в полной мере отвечают требова-
ниям удаления продуктов изнашивания и охлаждения ПТ.
Более целесообразным является сочетание радиальных и спи-
ральных канавок (рис. 1.32,ж). Направленные противоположно
69
Рис. 1.32. Масляные канавки на поверхностях трения в мокрых ФС:
а — радиальные; б — типа «квадрат»; в — «бриллиантовые»; г — наклонные; д —
отверстия; е — спиральные; ж — спирально-радиальные; 3— тангенциальные; и — диф-
ференциальные; к — концентрические; л — без каиавок
вращению диска, спиральные канавки обеспечивают наиболее
быстрое удаление масла в спиральные пазы и его вывод по ра-
диальным канавкам к периферии диска. В этом случае также
удается обеспечить наилучшие условия для подвода масла к ПТ
и отвода от них теплоты, продуктов изнашивания и избыточного
масла.
Имеются и существенные недостатки указанной нарезки
масляных канавок: повышенное давление на ПТ из-за сокраще-
ния фактической площади контакта дисков, закатывания и за-
саливания канавок во время работы вследствие малого шага и
ширины спирали; наличие радиальных канавок приводит к тому,
что половина площади диска находится в более худших условиях
смазывания, отсутствует упорядоченное движение масла по ка-
навкам.
Наилучшие условия охлаждения ПТ достигаются при сетча-
той структуре канавок: дифференциальной (рис. 1.32, и), «брил-
лиантовой» (рис. 1.32, в), «квадрат» (рис. 1.32,6) и др. Благода-
ря большому количеству пересекающихся канавок потоки масла
70
сталкиваются, интенсивно перемешиваются, наиболее эффектив-
но отводя теплоту, выделяющуюся в процессе буксования. Одна-
ко при низких относительных скоростях и небольших давлениях
такие диски дают меньший коэффициент трения, чем диски с ра-
диальными и спиральными канавками.
1.5. ДВУХПОТОЧНЫЕ СЦЕПЛЕНИЯ
Сельскохозяйственные тракторы предназначены не только для
пахоты, культивации, транспортных и других работ, при которых
мощность от двигателя передается через ФС к ведущим коле-
сам. Они используются и для привода рабочих органов при-
цепных, навесных и стационарных сельскохозяйственных машин.
В этом случае отбор мощности производится через двухпоточ-
ные ФС, которые могут быть одинарными или двойными.
При применении одинарного ФС крутящий момент на коле-
сах передается через его ПТ, а на вал отбора мощности
(ВОМ)— через его ведущие части, чаще всего через кожух (опор-
ный диск). Поэтому ВОМ вращается всегда, когда вращается
вал двигателя.
Широко используются и двойные ФС. В них первое ФС имеет
обычное назначение и называется главным, а второе, предназна-
ченное для привода ВОМ,— вспомогательным. Двойные ФС под-
разделяются прежде всего по способу их выключения (с совме-
щенным и раздельным управлением). При совмещенном управ-
лении оба ФС выключаются одной МВ. Поэтому тракторы
(Т-16М, ЮМЗ-6) с такими ФС имеют одну педаль управления,
что является достоинством данного решения. Однако оно не поз-
воляет включать-выключать ВОМ без остановки трактора и тре-
бует больших усилий на педали управления. Применяется и раз-
дельное управление, где каждое ФС имеет собственную МВ, как,
например, в тракторе Т-40 Липецкого тракторного завода (ЛТЗ).
Отличительные особенности схемы, показанной на рис. 1.33, а,
состоят в том, что оба ФС имеют одну МВ, причем первое ФС
вспомогательное, а второе главное. В ФС фирмы АП [54], выпол-
Рис. 1.33. Схемы двухпоточных ФС
71
Рис. 1.34. Двухпоточные ФС с
одной МВ:
а — мод. DOT; б — мод. DD
ненных по этой схеме, шесть
пружин 2, расположенных
между нажимным диском 4 и
кожухом 1, предназначены для
главного ФС, а двенадцать
пружин, размещенных между
кожухом J и нажимным ди-
ском 5 и проходящих через
вспомогательный кожух (на
рис. 1.33, а не показаны), — для
вспомогательного ФС.
ФС с этой схемой исполне-
ния могут иметь и тарельча-
тую пружину (рис. 1.34, а).
Здесь ПТ вспомогательного ФС образуются поверхностями ма-
ховика 1 и нажимного диска 2, а ПТ основного ФС — поверхно-
стями нажимного диска 3 и литого чугунного кожуха 4. Между
дисками 2 и 3 расположена пружина 5, создающая Рнж на обе
ПТ. Это ФС имеет две раздельные системы рычагов 6 и 8 для
управления главным ФС и ФС привода ВОМ. Однако их выклю-
чение производится совмещенным управлением посредством МВ
7. ФС такого типа выпускаются фирмами «Фихтель и Сакс»
(мод. DOT, табл. 1.15) и «Валео» (мод. DD, табл. 1.16) и др.
72
1.15. Основные параметры двойных ФС фирмы «Фихтель и Сакс»
для тракторов и сельхозмашин
Параметр DOT
250 280 295Н ЗС7Н 250 250Н 280 295Н 310 327Н
шах» Н*М Совмещенный привод, тарельчатая пружина 200 260 290 480 200 Раздельный привод, 200 260 тарельчатая пружина 290 380 480
D„/DB, мм 250 155 280 165 310 175 250 155 250 155 280 165 — —
/пв.ч, кг 23 20 32 40 23 24 29 32 37 40
£выю ММ 16 25 16 16 8 8 8 8—9 10 8... 11
Усилие на МВ, кН 3,2 2,2 3,9 4,9 1,6 1,6 ...1,8 2,0 1,9 ...2,6 2,0 ... 3,2 2,5... 3,6
7в.ч, кг-м2 0,27 0,3 0,53 0,8 0,27 0,3 0,46 0,53 0,68 0,8
[и], мин-1 4500 4300 3700 3500 4500 5300 4300 3700 3000 3500
73
1.16. Основные параметры двойных ФС фирмы «Валео»
для сельскохозяйственных и промышленных тракторов
Параметр D2B DD2 PD1 250
280 310 250 280 310
Мд щах, Н ' М DK/DB, мм см2 Номер картера (по SAE) тв.ч, кг ММ Рвык, кН, не более /в.ч, кг-м2 [в], мин~' 450 550 300 420 550 300 280 310 250 280 310 250 165 175 155 165 175 155 806 1035 604 806 1035 604 4 4 4 4 4 4 33,5 43,6 27,3 — — 27,3 7,5/8,5 7,5/8,5 7/7 8/8 8/8 7,5/8 0,23/0,31 0,25/0,3 _ — _ — 0,579 1,115 0,378 — — 0,378 3000 3000 3000 3000 3000 3000
Примечание. В числителе даны значения для ФС ВОМ, в знамена-
теле— для главного ФС.
На рис. 1.34, б показана другая система отжимных рычагов,
управляемых одной МВ, и пример использования кожуха как ча-
сти ПТ. Тарельчатая пружина 5 расположена между нажимны-
ми дисками 2 и 3. Выключение главного ФС (название «главное»
условно) производится рычагами 6 и тягами 9\ при этом диск 2
движется вправо, сжимая пружину 5. Выключение вспомогатель-
ного ФС осуществляется рычагами 8 и 10, в результате чего на-
жимной диск 3 движется влево, сжимая пружину 5. Такое реше-
ние позволяет в необходимых случаях увеличивать РНж главного
ФС за счет выключения вспомогательного ФС,-
По схеме рис. 1.33,6 управление осуществляется только раз-
дельным приводом, а воздействие пружин 4 и 6 на ПТ осуществ-
ляется независимо друг от друга. Здесь ПТ основного ФС обра-
зуется поверхностями маховика 1 и нажимного диска 2, а ПТ
вспомогательного ФС — поверхностями ведущего 3 и нажимного
5 дисков. Примерами конструкций такого типа могут служить
ФС (А. с. 579469 СССР) тракторов Владимирского тракторного
завода (ВТЗ) и Харьковского завода тракторных самоходных
шасси (ХЗТСШ), а также ФС моделей D2B (табл. 1.16) фирмы
«Валео».
Особенностью ФС на рис. 1.35, с является выполнение нажим-
ного диска 1 с радиальными выступами, на которых смонтирова-
ны нажимные пружины 2 главного ФС, опирающиеся на кожух 3.
Опорный диск 6 ФС привода ВОМ имеет вырезы для прохожде-
ния этих пружин. Это позволяет уменьшить осевые габариты и
улучшить условия охлаждения ФС. Управление независимое от
МВ 4 и 5.
74
Рис. 1.35. Двухпоточные ФС с
двумя МВ:
а — трактора Т-ЗО; б — мод. D2B
Две МВ имеет и ФС на рис.
1.35, б. Особенность его конст-
рукции заключается в наличии
двух тарельчатых пружин: та-
рельчатой 7, которая создает Рнж
на нажимном диске 8 вспомога-
тельного ФС, и разрезной тарель-
чатой 13, воздействующей на на-
жимной диск 9 главного ФС. По-
этому вспомогательное ФС вы-
ключается МВ 12 через систему
тяг и рычагов 10, а основное —
МВ 11 через лепестки 14 разрез-
ной тарельчатой пружины.
Схема на рис. 1.33, в предусматривает также раздельное уп-
равление. Здесь ПТ образуется двумя нажимными дисками 2 и 4,
а также маховиком 1 и опорным диском 6. Пружины 3 главного
ФС проходят над нажимным диском 4 вспомогательного ФС.
Поэтому ведомый диск 5 вспомогательного ФС имеет меньший
диаметр, чем ВД 7 главного ФС. Это и составляет основное от-
личие данной схемы.
ФС, представленные на рис. 1.33, а—в, относятся к классу
двойных. Широко используются и одинарные двухпоточные схе-
75
76
1.17. Основные параметры одинарных двухпоточных ФС
фирмы «Фихтель и Сакс» для строительных и дорожных машин,
автомобилей и тракторов
GMF GM GTF G GF
330N 350N 420N 320N 310N 350N 350N * 380N* 420N * 350N ** 380N ** 420N ** 2/3S0N 2/38ON
Параметр Однодисковые с разрезной тарельчатой пружиной Однодисковые с тарельчатой пружиной и рычагами вы- ключения Однодисковые с периферийными винтовыми пружинами Двух дисковые с периферий- ным распо- ложением винтовых пружии
max, Н • М 550 680 1100 540 380 500 500 700 900 500 700 900 1300, *** 900 1600, *** 1200
£>н/7)в, мм 350 420 310 350 350 380 420 350 380 420 350 380
195 220 — 175 195 195 200 220 195 200 220 195 200
Лн, см2 — 1320 2000 — 1035 1320 1320 1535 2000 1320 1535 2000 2640 3070
Номер картера (по SAE) 3 3 1 2 3 2 3 2 1 3 2 1 3 2
/Пв.ч, КГ 26 30 47 22 19,5 — 3,5 42 50 42 49 60 62 90
£>вык, ММ 10+2 10+2 10+2 10+2 9 9 10+2 10+2 10+2 10+2 10+2 10+2 14+2 14+2
Рвык, Н 3000 3400 5300 3400 2300 3000 3300 3400 4000 3300 3400 4000 4500 5500
/в.ч, кг-м2 0,451 0,666 1,46 0,353 0,329 .— 0,616 0,888 1,264 0,808 1,178 1,769 1,274 1,96
[п], МИН-1 2900 2800 2700 3500 3000 2800 2800 2800 2700 2800 2800 2700 2800 2800
Число пружин 1 1 1 1 1 1 18 18 18 18 18 18 18 18
* С чашеобразным маховиком.
** Плоский маховик.
*** ФС для двигателей с разным значением Л1дтах.
Рис. 1.36. Одинарное двухпоточ-
ное ФС
мы. При этом передача мощно-
сти на ВОМ осуществляется
или постоянно, пока работает
двигатель, или по необходи-
мости прерываясь специальны-
ми механизмами, установлен-
ными в трансмиссии привода
ВОМ.
Одна из схем одинарного
ФС, аналогичная ФС МТЗ-80,
показана на рис. 1.33, г. По
этой схеме полый ВОМ 8 с по-
мощью шлицевой втулки 7
имеет привод от кожуха 9. По-
добное соединение представле-
но на рис. 1.36. Здесь ВОМ 1
через ступицу 2 и диск 3, при-
крепленный заклепками (на схеме не показаны) к кожуху 4,
оказывается постоянно связанным с ведущими частями ФС. Сме-
щение осей валов двигателя и привода ВОМ могут вызвать зна-
чительные износы шлицевого соединения. Поэтому при наличии
значительных перекосов и динамических нагрузок в системе
привода ВОМ это соединение может осуществляться с использо-
ванием упругих элементов, как это сделано, например, в ФС
(А. с. 721602, СССР). Эта же задача в ФС фирмы «Фихтель и
Сакс» (табл. 1.17) решается путем применения соединительного
диска, снабженного демпфером и соединенного с литым кожу-
хом специальными болтами.
Анализ отечественных и зарубежных конструкций и техниче-
ских характеристик современных двухпоточных ФС позволяет
сделать следующие выводы: наилучшими технико-экономически-
ми показателями обладают одинарные ФС с разрезной тарель-
чатой пружиной и дополнительным отбором мощности от кожуха
с помощью упругих устройств; при применении двойных ФС пред-
почтительна схема с полым ВОМ и тарельчатой пружиной; совме-
щенное и раздельное управление одинаково распространено,
предпочтение отдается тому виду, который в наибольшей степени
удовлетворяет назначению и условиям работы машины.
1.6. ПРИВОДЫ СЦЕПЛЕНИЙ
Связь между ногой водителя и муфтой выключения ФС осу-
ществляется через привод ФС. К основным требованиям, предъ-
являемым к приводам ФС, относятся: удобство и легкость упр
77
ления, высокий КПД, наличие следящего действия, надежность,
долговечность и простота в обслуживании.
Как отмечалось в подразд. 1.1, удобство управления прежде
всего обеспечивается выбором допустимых усилий на педали и ее
ходом. Установлено, что максимальные усилия, развиваемые во-
дителем, должны находиться в пределах Ра—150... 250 Н, а ход
педали sn= 150... 180 мм. Нижние значения относятся к легко-
вым автомобилям, верхние — к грузовым. ГОСТ 21398—75* ус-
танавливает усилие на педали ФС грузового автомобиля не более
147 Н при наличии усилителя и 245 Н без усилителя.
На рис. 1.1 была приведена принципиальная схема наиболее
простой и широко используемой конструкции механического при-
вода автомобильного ФС, которая обладает высокой надежно-
стью в эксплуатации. Основными недостатками такой конструк-
ции являются затруднения, возникающие при установке ФС да-
леко от места расположения человека, управляющего машиной,
и возникновения значительных усилий на муфтах выключения
ФС тяжелых машин.
Отмеченные ограничения по усилиям Рп на педали ФС и ее
перемещения sIt, а также сложности конструкции, осуществляю-
щей связь привода с выжимным подшипником, определяют тип
привода ФС. Приводы управления ФС подразделяются на меха-
нические и гидравлические. На мощных тракторах и грузовых
автомобилях большой грузоподъемности устанавливаются при-
воды с усилителями, которые управляются от педали ФС с по-
мощью различных устройств. Так, гидравлические и пневматиче-
ские усилители применяются на тех машинах, на которых име-
ются гидравлические и пневматические системы, обслуживающие
другие органы управления. Такие усилители создают необходи-
мое усилие на муфте выключения ФС и обладают следящим дей-
ствием, но вызывают усложнение конструкции.
Приводы ФС разделяются на неавтоматические и автомати-
ческие [8, 36, 46]. Неавтоматический привод ФС осуществляет
непосредственное управление ФС. В автоматическом приводе ФС
имеется связь его с другими органами управления машины, таки-
ми, как управление дроссельной заслонкой, рычагом переключе-
ния передач и др. Благодаря этому из органов управления маши-
ны может быть исключена педаль ФС, что упрощает ее управ-
ление.
Автоматический привод может быть вакуумным, пневматиче-
ским, гидравлическим или электрическим.
В вакуумных автоматических приводах используется разре-
жение во впускном трубопроводе двигателя для создания усилий
на муфте выключения ФС. Вакуумный привод не всегда позво-
ляет полностью автоматизировать управление ФС, так как при-
ходится сохранить педаль ФС для его выключения при нерабо-
тающем двигателе.
78
Рис. 1.37. Механический привод
главного сцепления трактора Т-40:
I — педаль; 2 —. регулировочная тяга;
3 — рычаг.вилки выключения; 4 — вил-
ка выключения; .5 — МВ: 6 — пружина
возврата педали
Вакуумный полуавтомати-
ческий привод получил широ-
кое распространение на легко-
вых автомобилях и некоторых
грузовых автомобилях малой
и средней грузоподъемности
благодаря своей простоте и на-
дежности в работе.
Пневматический и гидравлический привод позволяет полно-
стью автоматизировать процесс управления ФС [46].
Несмотря на улучшение условий труда водителей, автоматиче-
ские приводы ФС не получили распространения на грузовых ав-
томобилях и тракторах вследствие усложнения конструкции, экс-
плуатации и повышения стоимости.
Рассмотрим конструктивные схемы приводов ФС, получившие
наибольшее распространение в инженерной практике.
На рис. 1.37 приведена конструктивная схема механического
привода ФС трактора Т-40. Такой привод обладает сравнитель-
но невысоким КПД; через него передаются вибрации от двига-
теля на ногу водителя. Кабину тракториста при таком приводе
трудно изолировать от двигателя.
В ряде компоновок современных транспортных средств, на-
пример при поперечном или заднем расположении силового
агрегата, невозможно применение механического привода.
В этих случаях получил большое распространение гид-
равлический привод ФС (рис. 1.38). Такой привод при-
способлен для дистанционного управления, имеет более вы-
сокий КПД, позволяет герметизировать кузов, обладает повы-
шенной плавностью включения ФС даже при резком отпускании
педали и тем самым снижает динамические нагрузки в трансмис-
сии автомобиля. Однако он более сложен в изготовлении и в экс-
плуатации и, следовательно, дороже механического привода.
На современных зарубежных легковых автомобилях, а в по-
следнее время и на автомобилях АЗЛК-2141 и ВАЗ-2108, устанав-
ливается тросовый привод выключения ФС. Он является разно-
видностью механического привода (рис. 1.39). Этот привод обла-
дает минимальной массой, приспособлен к дистанционному уп-
равлению, прост в обслуживании. Его жесткость и КПД нахо-
дятся практически на уровне гидравлического привода; возмож-
ности герметизации кузова такие же, как и с гидроприводом, что
имеет существенное значение для обеспечения комфортных усло-
79
Рис. 1.38. Гидропривод сцепления легкового автомобиля «Москвич-2140»:
1 — главный цилиндр; 2 — педаль; 3 — рычаг вилки выключения сцепления; 4 —
пружина возврата вилки; 5 — рабочий цилиндр
вий (шумоизоляция, пыленепроницаемость) в салоне легкового
автомобиля.
Для исключения передачи вибраций с рычага 1 вилки выклю-
чения ФС на педаль в конструкции тросового привода предусмот-
рен резиновый демпфер 3, который смягчает жесткую связь
между педалью и ФС и, кроме того, обеспечивает плавное вклю-
чение ФС, близкое к гидроприводу. Поэтому упругие свойства и
размеры резинового демпфера выбирают исходя из обеспечения
указанных условий. С помощью наконечника 4 и регулировочной
гайки 5 устанавливается заданное положение и ход педали ФС.
Поддержание работоспособности тросового привода не тре-
бует никаких работ, кроме регулировки по мере изнашивания
фрикционных накладок. Кроме того, трудоемкость изготовления
и сборки данного привода значительно ниже, чем гидравличе-
ского. Однако широкое распространение такой привод получил
80
только после освоения новой технологии изготовления троса, ко-
торый имеет оболочку, покрытую снаружи и внутри пластмассой.
Внутренний слой оболочки троса обычно изготовляется из по-
лиэтилена. Пластмассовые оболочки герметизируют трос, исклю-
чают работу стали по стали, вследствие чего (плюс смазочный
материал) резко снижается коэффициент трения и практически
исключается коррозия. Кроме того, стальной трос за счет плот-
ности навивки обладает необходимой упругостью и практически
не вытягивается в процессе эксплуатации.
На автомобилях большой грузоподъемности (МАЗ, КамАЗ,
«Бедфорд» и др.) и тяжелых тракторах (Т-180, «Катерпиллер
Д-9» и др.), у которых усилие, необходимое для выключения ФС,
велико, в приводе устанавливаются усилители. Наибольшее рас-
пространение получили пневмоусилители, которые работают в
системе гидропривода. Общая схема такого привода представлена
на рис. 1.40, а. Здесь рабочий гидроцилиндр, следящий механизм
и пневмоусилитель выполнены в виде моноблока, конструкция
81
Рис. 1.41. Пневмогидроусилитель:
/ — выпускной клапан; 2 — пружина; 3 —впускной клапан; 4 — канал подвода воздуха в
пневмоусилитель; 5 — канал пневмоснстемы; 6 — поршень пневмоусилнтеля; 7 —
надпоршневое пространство; 8 — поршень рабочего гндроцилиндра; 9 — шток пнев-
могидроусилителя; 10 — канал гидросистемы; 11 — поршеиь следящего механизма;
12 — штуцер подвода жидкости от главного цилиндра; 13 — диафрагма следящего
механизма; 14 — пружина
82
которого изображена на рис. 1.41. При нажатии на педаль ФС
рабочая жидкость, поступая через штуцер 12 и канал 10, дейст-
вует на поршни 8 и И. Поршень 11, сжимая пружину 14 диафраг-
мы 13, закрывает выпускной клапан 1 и открывает впускной 3.
Сжатый воздух от компрессора и ресивера через отверстие 4 и
клапан 3 поступает по каналу 5 в надпоршневое пространство 7
и, сжимая пружину пневмоусилителя, перемещает поршень 6. Од-
новременно сжатый воздух по каналу 5 поступает в полость, рас-
положенную слева от диафрагмы. Таким образом, на поршень 11
с одной стороны действует давление жидкости, стремящееся
сжать пружину 2 и тем самым открыть впускной клапан 3, а с
другой — через диафрагму действует давление сжатого воздуха,
стремящееся закрыть этот клапан. Так обеспечивается следящее
действие этой пневмогидросистемы. При выходе из строя пнев-
мосистемы управление ФС осуществляется только гидросистемой.
В этом случае усилие на штоке 9 создается только от действия
давления жидкости на поршень 8.
1. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАБОТЫ
ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИИ
2.1. ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В СЦЕПЛЕНИИ И ТРАНСМИССИИ
Сухие ФС транспортных и тяговых машин — весьма ответст-
венные и далеко не всегда достаточно надежные узлы. Они рас-
положены между двигателем и остальными узлами трансмиссии
так, что их ремонт связан со значительной разборкой машин.
Чтобы повысить ресурс сцеплений, а значит, и машин в целом,
необходим и качественно новый уровень их проектирования.
Исследования, выполненные в различных организациях, пока-
зали, что наряду со свойствами материалов фрикционных пар,
используемых в ФС, при их проектировании следует обращать
особое внимание на динамическую и тепловую нагруженность
пар трения.
В традиционных методах расчета (см. подразд. 4.1) все осо-
бенности динамического нагружения учитываются коэффициен-
том запаса р и работой трения LT, хотя при включении ФС ди-
намически взаимодействует с приводом его управления, с дви-
гателем, трансмиссией, движителем, с системой подрессоривания
и другими узлами машины. Иначе говоря, если на машину дей-
ствуют нагрузки или они возникают в ней, то их в той или иной
степени воспринимает ФС.
Последние 30 лет ознаменовались многочисленными исследо-
ваниями причин и условий возникновения динамических нагрузок
в автомобилях и тракторах. Выявлена связь динамических на-
грузок с прочностью, изнашиванием, динамическими характери-
стиками и ходовыми качествами машин, шумом, комфортабель-
ностью и др. Все перечисленные характеристики с увеличением
динамических нагрузок ухудшаются.
Чтобы представить, как нормальные и касательные нагрузки
влияют на долговечность ФС, коротко рассмотрим процесс взаи-
модействия и разрушения поверхностей при трении [27].
Фрикционная связь, т. е. единичное пятно касания, образо-
вавшееся при одновременном действии нормальных и касатель-
ных нагрузок, и комплекс процессов, протекающих в поверхно-
стных слоях и микрообъемах, существенно зависят от ряда фак-
торов: геометрических, механических, физических и химических.
Из них определяющими являются факторы геометрический, ха-
рактезируемый отношением h/r глубины внедрения или сжатия
к радиусу единичной неровности, и физико-механический, харак-
84
теризуемый отношением т/от касательных напряжений в фрик-
ционной связи к пределу текучести материала основы. На зна-
чение h влияет усилие прижатия поверхностей, а на т — касатель-
ные нагрузки к поверхностям трения ФС, т. е. моменты в наклад-
ках ФС.
Различают два вида нарушения связи: по поверхности двух
тел или по пленкам, покрывающим эти тела (когда не затраги-
ваются глубинные слои основного материала), и в глубине ма-
териала одного из тел.
Первый вид нарушения связи может переходить во второй,
если изменяются условия нагружения. Такой переход существен-
но повышает износ и снижает долговечность ФС. Причиной этого
являются повышенные динамические нагрузки и физико-химиче-
ские процессы, связанные с выделением теплоты на поверхностях
трения.
Методы расчета долговечности узлов и деталей машин связа-
ны, с одной стороны, с определением динамических нагрузок,
действующих на поверхности трения и на детали машин, а с дру-
гой— с показателями (критериями), оценивающими сопротивле-
ние пар трения изнашиванию и сопротивление усталостному раз-
рушению в условиях нагружения.
В настоящее время методы расчета сопротивления усталост-
ному разрушению конструкций в условиях сложного напряжен-
ного состояния разработаны недостаточно полно, а методы рас-
чета износостойкости пар трения в условиях переменных нор-
мальных и касательных нагрузок к поверхностям трения не раз-
работаны вообще. Единственный известный путь повышения дол-
говечности и надежности машин на стадии проектирования—-
использование методов расчетов, минимизирующих динамические
нагрузки в узлах и снижающих теплонагруженность поверхно-
стей трения.
Как известно, уровни динамической нагруженности узлов и
деталей машин определяются реакцией системы на внешнее воз-
действие. В зависимости от соотношения частоты и времени внеш-
него воздействия с собственными частотами динамической моде-
ли могут возникнуть резонансные режимы колебаний, при кото-
рых увеличивается или уменьшается действие внешних нагрузок
на тот или иной узел машины. Собственные динамические свой-
ства машин определяются инерционными, жесткостными и дис-
сипационными параметрами. Если соотношения инерционных и
жесткостных параметров характеризуют собственные частоты и
формы колебаний системы, то диссипационные параметры накла-
дывают ограничения на реализацию тех или иных форм колеба-
ний.
Основной особенностью динамических систем с трением без
смазочных материалов является переменность структуры, обус-
ловленная наличием этапов относительного покоя и скольжения
85
Рис. 2.1. Расчетная динамическая модель грузового автомобиля с колесной
формулой 4X2:
а — подсистема, определяющая крутильные колебания в трансмиссии; б — подсисте-
ма, отражающая колебания шасси и системы подрессоривания
поверхностей трения во фрикционных узлах [13]. На рис. 2.1 при-
ведена расчетная динамическая модель грузового автомобиля с
колесной формулой 4x2, учитывающая работу упругого фрик-
ционного демпфера, фрикционного однодискового ФС, стояночной
тормозной системы, колодочных колесных тормозов и взаимо-
действия шин колес с опорной поверхностью. Модель состоит из
86
двух подсистем, находящихся во взаимодействии. Подсистема,
показанная на рис. 2.1, а, определяет крутильные колебания в
трансмиссии и движение автомобиля в продольном направле-
нии; подсистема на рис. 2.1, б отражает угловые и вертикаль-
ные колебания шасси и системы подрессоривания в продольно-
вертикальной плоскости. Связь этих подсистем осуществляется
через рессоры.
На рис. 2.1 тАу, mlt, т12, тьг... и Л, J2... — приведенные
массы и моменты инерции элементов и узлов; с2з, с45, с6/ — —
приведенные жесткости (индексы обозначают, между какими
координатами расположен элемент жесткости); ср.пг/, ср.Пг, ср.П((>,
сР.зи, Ср.зг, cp.3(f — жесткости передних и задних рессор в направ-
лениях координат у, z и <р; сш.вд, сш.п<р, сш.^ — жесткости
передних и задних шин в направлениях у и <p; уА, уп, у12, zA, zn,
Z12 и ф12, фь фг, фз — •— линейные и угловые координаты модели;
Мт — момент трения, развиваемый в сцеплении; Л1т.Дм — момент
трения, развиваемый в упругофрикционном демпфере; Л1т.п.т,
Л4т.з.т — моменты трения в колесных тормозах передних и задних
колес; Л1т.Ст — момент трения в стояночном тормозе; A4T.KT — мо-
менты трения, возникающие при буксовании колес на опорной
поверхности; ик — передаточное отношение коробки передач;
Zi, z2, z3, Zt — число зубьев зубчатых колес.
Опыт расчетов, накопленный в различных организациях, по-
казывает, что подобные динамические модели могут описывать-
ся линейными дифференциальными уравнениями с переменной
структурой, а следовательно, рассматриваемые системы в зави-
симости от режимов функционирования фрикционных узлов бу-
дут менять собственные динамические свойства и спектры соб-
ственных частот.
На рис. 2.2 представлена классификация источников воздей-
ствий на транспортные и тяговые машины. Отмеченные источни-
ки обусловлены внешними воздействиями, особенностями кон-
струкций машин и условиями функционирования отдельных уз-
лов и агрегатов. К этим источникам должны быть добавлены
другие, которые вызваны нарушениями технологии, приводящи-
ми к дисбалансу вращающихся деталей, несоосности валов
и т. д.
Если внутренние источники возникновения динамических
нагрузок в основном детерминированы, то проявление внешних
источников имеет ярко выраженный случайный характер. Дина-
мические воздействия человека, управляющего машиной, также
случайны и определяются внешними условиями, в которых на-
ходится в данный момент машина.
Фрикционное сцепление-—один из узлов, расположенных в
центре машины. Если сцепление при включении вызывает коле-
бания в трансмиссии и системе подрессоривания машины, то
упругофрикционный демпфер, встроенный в его ведомый диск,
87
Рис. 2.2. Классификация основных источников возникновения динамических
нагрузок в транспортных и тяговых машинах
снижает колебания, вызванные некоторыми внутренними регу-
лярными источниками, отмеченными на рис. 2.2.
В соответствии с подразд. 1.1, ФС предназначено для разры-
ва и замыкания силового потока между двигателем и трансмис-
сией. Следовательно, в нагружении деталей ФС с одной стороны
участвует момент Мл, развиваемый двигателем, а с другой сто-
роны— момент Л1с сопротивления движению машины, опреде-
ляемый взаимодействием движителя с опорной поверхностью,
сопротивлением движению прицепных и навесных устройств
и др. Плавность включения и выключения ФС зависит от чело-
века, нога которого воздействует на педаль привода управле-
ния ФС.
Сцепление включается с того момента, как оператор начинает
отпускать педаль сцепления. Привод ФС при включении ФС
высвобождает нажимной диск (см. рис. 1.1), позволяя ему с за-
данным темпом осуществить прижатие ведомых дисков и проме-
жуточного диска к маховику двигателя. По мере увеличения
нормальных сил на поверхностях трения дисков ФС растут пре-
дельные моменты трения, которые в процессе буксования опре-
деляют значение передаваемого момента от двигателя к транс-
миссии. Передаваемый от нее крутящий момент осуществляет
трогание машины с места, которое из-за реактивных связей со-
провождается поворотом корпуса в продольной вертикальной
плоскости.
Нагруженность ФС определяется скоростной характеристикой
двигателя; сопротивлением движению машины, вызванным взаи-
модействием колесного или гусеничного движителя с опорной
88
поверхностью; силами, развиваемыми навесными и прицепными
устройствами; темпом (выбираемым оператором) включения
ФС при трогании с места и при переключении передач. В зави-
симости от темпа включения сцепления динамические, фрик-
ционные и тепловые процессы в ФС протекают по-разному. Чем
меньше время включения, тем динамичнее процесс включения
ФС и тем значительнее нормальные, а следовательно, и касатель-
ные нагрузки на поверхностях трения.
Расчетам сил сопротивления при взаимодействии движите-
лей с опорной поверхностью и усилий, развиваемых навесными
или прицепными орудиями, посвящено достаточно много работ
[4, 11, 33 и др.].
Закон изменения усилий на педали Pn=f(t) (темп включе-
ния) водитель выбирает исходя из условий выполняемой работы,
динамических воздействий на него со стороны машины в про-
цессе включения ФС, своего физического состояния и др. Ниже
на рис. 2.58 и 2.59 представлены осциллограммы усилий на пе-
дали во времени при плавном включении ФС автомобилей
ЗИЛ-431410 (ЗИЛ-130) и КамАЗ-5320.
Наибольший темп включения водители используют при
«раскачке» застрявших машин. В этом случае усилие Рп с педа-
ли снимается за предельно короткое время. Такой темп включе-
ния ФС получил название броска. При броске в ФС развиваются
наибольшие нагрузки на поверхностях трения, которые могут
возникнуть в ФС при заданных характеристиках двигателя, си-
лах сопротивления движителя, и от навесных или прицепных
орудий. Этот предельный случай нагружения не зависит от ин-
дивидуальных особенностей водителя. Он является одним из
обязательных расчетных режимов работы ФС.
На транспортных и тяговых машинах устанавливаются кар-
бюраторные двигатели и дизели. Режимы работы двигателя
определяются угловой скоростью коленчатого вала, положением
органа, регулирующего подачу топлива или горючей смеси в ци-
линдры двигателя, и тепловым состоянием самого двигателя.
Органами, регулирующими эту подачу, являются рейка топлив-
ного насоса у дизеля и дроссельная заслонка у карбюраторного
двигателя.
Каждой угловой скорости коленчатого вала двигателя при
полной подаче топлива или горючей смеси соответствует свой
максимальный крутящий момент, развиваемый двигателем. Эта
зависимость получила название скоростной характеристики.
Полная подача топлива или смеси осуществляется у карбюра-
торного двигателя при полностью открытой заслонке, а у дизе-
ля — при положении рейки на упоре.
В карбюраторных двигателях наиболее эффективными средст-
вами воздействия на скоростную характеристику двигателя яв-
ляются конструкция впускной системы и фазогазораспределение.
89
Рис. 2.3. Внешние скоростные характеристики:
а — карбюраторного двигателя; б—г — дизеля; 1 — полные, 2—8 — при частичной подаче
горючей смесн и топлива; 9—11 — прн резком нагруженнн днзеля
В дизеле это осуществляется коррекцией характеристики топ-
ливного насоса.
На рис. 2.3, а, б приведены скоростные характеристики при
полной (кривые 1) и частичной (кривые 2... 5) подаче горючей
смеси и топлива. Характеристики дизеля (рис. 2.3, б) практиче-
ски эквидистантны при всех положениях рейки топливного насо-
са, регулирующей подачу топлива.
Скоростные характеристики дизеля слабо зависят от угловой
скорости кулачкового вала топливного насоса и в основном опре-
деляются активным ходом плунжеров.
В карбюраторных двигателях по мере прикрытия дроссель-
ной заслонки крутящий момент все более резко падает при уве-
личении угловой скорости коленчатого вала (рис. 2.3, а). Такое
протекание характеристик крутящего момента связано в основ-
ном с тем, что в карбюраторных двигателях при работе на ча-
стичных скоростных характеристиках сопротивление впускной
системы больше благодаря диффузору карбюратора; по мере же
90
прикрытия дроссельной заслонки оно прогрессивно возрастает,
что вызывает более резкое падение наполнения цилиндров и
увеличение угловой скорости коленчатого вала двигателя.
На рис. 2.3, а, б заштрихованы поля возможных режимов ра-
боты карбюраторного двигателя и дизеля.
Если внешние нагрузки, воздействующие на двигатель, нахо-
дятся в пределах полей рабочих режимов двигателя, то двига-
тель не заглохнет и может быть использован для привода соот-
ветствующей машины. Кроме отмеченного условия, для нор-
мальной эксплуатации машины необходимо, чтобы режимы
работы двигателя были устойчивыми, т. е. чтобы в системе дви-
гатель— потребитель обеспечивалось восстановление равенства
момента, развиваемого двигателем, и момента сопротивления,
создаваемого потребителем.
Падающие частичные скоростные характеристики (рис.
2.3, а) обеспечивают устойчивость работы карбюраторных дви-
гателей. При полном открытии дроссельной заслонки в эксплуа-
тации часто реализуются режимы с высокой частотой вращения
коленчатого вала (например, на грузовых автомобилях), поэто-
му на данных двигателях устанавливаются ограничители макси-
мальной частоты вращения.
Скоростные характеристики дизелей (рис. 2.3, б) таковы, что
для обеспечения устойчивой работы они должны быть оборудо-
ваны, как минимум, двумя регуляторами — максимальной и ми-
нимальной частоты вращения коленчатого вала. На рис. 2.3, в
представлены регуляторные ветви скоростной характеристики:
кривые 4... 6 ограничивают скоростные характеристики / ...3 по
наибольшим частотам, а кривые 7 и 8 — по наименьшим часто-
там вращения коленчатого вала. Обычно регуляторы, обеспечи-
вающие такие характеристики, объединяются в одном узле,
называемом двухрежимным регулятором. Вне зоны действия та-
кого регулятора водитель сам управляет подачей топлива. Для
освобождения же водителя от этих функций на дизелях уста-
навливаются всережимные регуляторы. Кривые 2... 4 на рис.
2.3, г — регуляторные ветви скоростной характеристики, соответ-
ствующие определенным положениям органа, регулирующего
подачу топлива. Это положение водитель устанавливает с по-
мощью педали в зависимости от условий движения машины.
Установив необходимое положение педали, водитель освобож-
дается от управления двигателем и может сосредоточить свое
внимание на других агрегатах машины. Такие регуляторы уста-
навливаются на тракторах, строительных и дорожных машинах.
На автомобилях чаще устанавливают двухрежимные регуля-
торы.
Связь между положением рейки топливного насоса и режи-
мом работы двигателя осуществляется автоматически с по-
мощью чувствительного элемента, которым обычно является
91
1йЦ
Рис. 2.4. Диаграмма разгона машины с дизелем
центробежный регулятор. В автотракторных двигателях наибо-
лее распространены регуляторы прямого действия с жесткой
связью между элементом центробежного типа и органом, регу-
лирующим подачу топлива. В отличие от регуляторов этого типа
в регуляторах непрямого действия имеется усилительный эле-
мент— серводвигатель, позволяющий уменьшить время перехо-
да с режима на режим и повысить стабильность поддержания
заданной частоты вращения коленчатого вала двигателя.
Рассмотрим теперь процесс плавного включения ФС, при ко-
тором скоростная характеристика дизеля (правая часть рис. 2.4)
незначительно отличается от характеристики, полученной на
установившихся режимах движения. В верхней правой части
рис. 2.4 показано, как меняются момент Мд, развиваемый дви-
гателем, момент трения Л1Т на поверхностях скольжения ФС и
момент Мв на ведомом валу сцепления в процессе его включе-
ния. Внизу представлены кривые изменения угловых скоростей
©д коленчатого вала двигателя и ведомого вала сцепления ©в.
После соприкосновения поверхностей трения ФС (точка 0 на
рис. 2.4) начинается процесс их скольжения (буксования), кото-
рый заканчивается за время 1&. Выход на установившийся режим
движения машины осуществляется за время ty. Этому состоянию
соответствует точка D на рис. 2.4.
В процессе буксования сцепления момент трения описывает-
ся зависимостью
7ИТ =
(2.1)
9
где fT — коэффициент трения скольжения; N — нормальное уси-
лие на поверхностях трения; i —число пар поверхностей трения;
jRT — радиус трения при равномерном распределении давления
по поверхности трения.
Значение 7?т вычисляется по формуле:
л 2 - «в
3
(2.2)
где 7?н и 7?в — наружный и внутренний радиусы фрикционных
накладок.
В точке В прекращается скольжение поверхностей трения, и
момент трения Л1Т становится равным предельному моменту тре-
ния покоя Л1т.п. Этот момент трения может нарастать в процессе
прижатия контактирующих поверхностей и достигать максималь-
ного значения Л4т.птах при t—tM:
Мт.птах = (2.3)
где fT.n — коэффициент трения покоя; Рнж — усилие, развивае-
мое на поверхностях трения пружинами нажимного устройства,
в полностью включенном ФС.
Коэффициенты fT и fT.n для пары трения, полученные при ис-
пытаниях образцов на машине трения и в результате обработки
стендовых испытаний натурных образцов сцеплений исходя из
формул (2.1) и (2.3), существенно отличаются. Поэтому в инже-
нерной практике для оценки работы ФС принимается момент Л1Т
трения скольжения, определяемый в соответствии с ГОСТ
1786—80* экспериментальным путем как результат 50 включе-
ний ФС при температуре 50°С. ГОСТ 1786—80* также вводит
понятие коэффициента запаса, оценивающего работу ФС с дви-
гателем:
р=</<тах, (2.4)
где Мд max — максимальный эффективный момент, развиваемый
двигателем.
Значение коэффициента запаса р ФС устанавливается исходя
из двух противоречивых требований: надежная передача сцеп-
лением крутящего момента от двигателя к трансмиссии и предот-
вращение перегрузки трансмиссии при резком изменении режи-
мов работы машины.
Если предположить, что Afc=const, то в момент времени t—
— to при Мт;=Мс машина тронется с места. Здесь под Л1С пони-
мается суммарный момент сопротивления, возникающий в транс-
миссии, движителе и системе прицепных и навесных орудий, свя-
занных с машиной.
В процессе буксования ФС момент Л1В на ведомом ва-
лу ФС равен моменту трения Л1Т. При этом момент Л1Д, разви-
93
ваемый двигателем, меньше момента трения Мт на значение
инерционного момента /дсод, возникающего в результате измене-
ния (уменьшения) угловой скорости <вд вала двигателя; при этом
(од<О. После того как закончится процесс буксования ФС (К<
момент Л1д станет больше момента Мв, возникающего
на ведомом валу, на /дсод, так как в этом случае ©д>0. Точка D
на рис. 2.4 соответствует установившемуся режиму движения
машины, т. е. такому режиму, при котором сод=О, а Мд—
=МВ=МС.
В действительности при включении ФС двигатель работает
на неустановившихся режимах и скоростные характеристики
двигателя несколько отличаются от приведенных на рис. 2.3 и
2.4. Это связано с инерционностью регуляторов подачи топлива,
которые срабатывают с некоторым запаздыванием, подавая ко-
личество топлива, отличное от количества топлива, подаваемого
при установившемся режиме. Здесь следует также отметить, что
нестационарные скоростные характеристики карбюраторных
двигателей в большей мере отличаются от стационарных, чем
характеристики дизелей. Такое отличие связано с тем, что у ди-
зелей приведенные к коленчатому валу моменты инерции движу-
щихся масс больше, чем у карбюраторных двигателей.
Исследования [11] показали, что темп включения ФС, уста-
новленного на тракторе, существенно влияет на скоростную ха-
рактеристику дизеля. На рис. 2.3, г на стационарные скоростные
характеристики нанесены штрихпунктирные кривые 9... 11, по-
лученные для регуляторной ветви при неустановившихся режи-
мах движения двигателя. Чем выше темп включения ФС, тем
эти характеристики более пологие.
Из изложенного выше следует, что при моделировании про-
цессов включения сцеплений, в особенности при высоких темпах
включения, стационарные скоростные характеристики двигателей
использовать для расчетов нельзя.
Особенности наполнения цилиндров горючей смесью у карбю-
раторных двигателей затрудняют математическое описание их
скоростных характеристик, и особенно на неустановившихся ре-
жимах движения. Скоростные же характеристики дизелей (см.
рис. 2.3, в, г) полностью определяются органом, регулирующим
подачу топлива, и угловой скоростью коленчатого вала двига-
теля.
В правой верхней части рис. 2.4 приведена скоростная ха-
рактеристика дизеля. Здесь АК—регуляторный участок, КС —
корректорный участок (перемещение рейки ограничивается кор-
ректором). На участке АК угловая скорость коленчатого вала
изменяется незначительно. На участке КС при значительном
снижении угловой скорости коленчатого вала инерционность
регулятора приводит к некоторому приросту крутящего Момей-
ер
Рис. 2.5. Безразмерная функция
V(yr), аппроксимирующая внешнюю
скоростную характеристику дизеля
та. Таким образом, момент дви-
гателя есть функция угловой ско-
рости коленчатого вала и поло-
жения муфты центробежного ре-
гулятора, связанного с рейкой,
т. е. Л1д=/(®д, уг), где уг — без-
размерное смещение муфты регу-
лятора,
-Ь
-/
Уг = (хг — xr0)/xrli,
где хг—Хго — смещение относительно равновесного состояния;
хГц — номинальный ход муфты на регулируемом скоростном ре-
жиме две.
Если считать, что силы сопротивления регулятора линейны,
то уравнение, описывающее движение регулятора двигателя со
свободным впуском, имеет вид
Г2г!/г + Пуг+уг^^-^
(2.5)
где Tr~2nlpr— постоянная времени центробежного измерителя;
Tk=Tr^r/2n-—время катаракта центробежного измерителя;
«до — угловая скорость вала на установившемся скоростном ре-
жиме перед началом переходного процесса (при трогании ма-
шины с места ©до = сод.х); бг — средняя степень неравномерности
центробежного измерителя (паспортная величина регулятора).
Здесь pr=2nfr, с-1-—собственная частота центробежного изме-
рителя (fr — частота, Гц); фг — коэффициент поглощения центро-
бежного измерителя.
Уравнение (2.5) справедливо для регуляторной ветви (уча-
сток АК на рис. 2.4). При работе по корректорной ветви (уча-
сток ВС) в уравнение регулятора вводится поправка на усилие
пружины корректора, что приводит к изменению собственной
частоты fr центробежного измерителя. Учитывая практически
линейную зависимость момента двигателя от скорости вращения
коленчатого вала на участках АК и КС, можно ввести функцию
Г(г/г) (рис. 2.5).
Суммарное смещение муфты регулятора
yr=MJM^,
где Ма — эффективный крутящий момент двигателя на устано-
вившемся нагрузочно-скоростном режиме непосредственно перед
началом переходного процесса; Л4Д.Н — эффективный крутящий
момент двигателя при номинальной мощности двигателя.
95
Обычно перед троганием машины с места двигатель работает
на холостом режиме, т. е. Л1д=0. В этом случае функция V(yr)
принимает вид, изображенный на рис. 2.5, и описывается кусоч-
но-линейной зависимостью
V (Уг) —
О при !/г>0;
Уг при 0>yr — 1;
(2-6)
(1— b)yr — b при z/r<—1,
где b — параметр, характеризующий наклон корректорной ветви
скоростной характеристики двигателя.
Для моделирования переходных процессов в трансмиссии ма-
шины, вызванных включением ФС, достаточно функцию V(yr)
принять в виде
V(yr)=
О при !/г>0;
Уг » о>^г>—1;
» У Г 1'
(2.7)
Функция V(уг) характеризует ограниченность мощности дви-
гателя. Она учитывает изменение угловой скорости коленчатого
вала под действием моментов, развиваемых в трансмиссии, в
частности на поверхностях трения ФС при его включении. Таким
образом, средний регулируемый момент двигателя при той или
иной нагрузке, полученный в результате линейной аппрокси-
мации,
ЛД=/(2.8)
Как отмечалось в подразд. 1.2, основной задачей демпферов,
встроенных в ведомые диски ФС, является снижение уровней
крутильных колебаний в трансмиссиях машин, вызванных газо-
выми и инерционными силами, развиваемыми в ДВС. На ранних
этапах разработки методов расчета демпферов [14] для матема-
тического описания возмущающего воздействия газовых сил в
одном цилиндре двигателя обрабатывались индикаторные диа-
граммы, полученные экспериментальным путем на установив-
шихся скоростных режимах. В этом случае в результате разло-
жения в ряд Фурье кривой, характеризующей зависимость
газовых сил от угла поворота кривошипа коленчатого вала дви-
гателя, определялись амплитуды и фазы гармонических состав-
ляющих силы. Такой подход к определению функций изменения
гармонических составляющих сил, действующих в цилиндре
двигателя, требует проведения трудоемких экспериментально-
расчетных работ и не позволяет прогнозировать силовые харак-
теристики проектируемых перспективных двигателей.
На основе анализа главных закономерностей силовых харак-
теристик ДВС в работе [48] удалось представить момент двига-
теля Л4г(1)(<р, рс, pt) (где рс, pi —давление газов в цилиндре в
96
конце сжатия и среднее индикаторное давление рабочего цикла;
Ф — угол поворота кривошипа) в зависимости от газовых сил
одного цилиндра в виде
Х’Ч?, А) = [М(?) + а«(?)] (2.9)
где &(ф) и в(ф)—компенсационная и индикаторная безразмер-
ные характеристики процесса в цилиндре ДВС; Уц — рабочий
объем цилиндра.
Функции k(<p), «(ф) в пределах их периода 7’ч>=2тл аппрок-
симируются зависимостями
k кк {<? ехр (— — (2тл — <р) ехр[ — (2тл — <?)]};
exp ( — ЕМ
где т — тактность двигателя; х, £—коэффициенты.
Для основных типов ДВС коэффициенты х, g определяются
по формулам:
для дизелей
ха,=0,892 — 0,00244s; 1,51 +0,0762е;
xs—1,62 4-0,28s; Es= 1,43 4-0,062s;
для карбюраторных двигателей
хА = 1,02 — 0,0123е; Ей= 1,25+0,102s;
хЛ= 1,54-фО, 29е; Es=l,284-0,08e,
где е —степень сжатия.
Для решения задачи, связанной с определением оптимальных
характеристик демпфера, силовую характеристику газовых сил
(2.9) представляют в форме тригонометрического ряда Фурье:
Х/Ч^ХрЧ 2 Xr)sin(v^/4-<p(J)), (2.10)
где Хр’ — средний момент, развиваемый на валу двигателя;
х;> и <&>- амплитуды и фазы гармонических моментов на
валу двигателя; v-vi/m — отношение номера газовых гармоник
ряда Фурье к параметру, характеризующему тактность двигате-
ля т (т=1 для двухтактных двигателей; т—2 для четырех-
тактных двигателей); п — число гармоник, учитываемых при рас-
четах.
Амплитуды ХР и фазы X определяются по формулам:
M$=V At 4- =arctg (Av/£,).
4-1607
97
Коэффициенты ряда Фурье Av и Bv при косинусах и синусах
вычисляются на основании зависимостей
а,== v (^се2,+/?,e3v) кц/(тл).
Для подсчета параметров 01V> 62v, 03v используются формулы
eiv=(£ —v2)/ (Й+v'2)2;
^2, Ейф- v2)2;
93, = 3xs^/(^ + v2)2.
Давление газов рс в цилиндре в конце хода сжатия зависит
в основном от скоростного режима двигателя. Приближенно оно
описывается выражением
Л,с~^о+^2(шл/(0л.н)2. (2.11)
где Ьо—0,8е’, bi—(pa—0,8)е’ (ра — давление в цилиндре в на-
чале такта сжатия на номинальном скоростном режиме двига-
теля); сод, ©д.н — текущее и номинальное значение угловой ско-
рости двигателя; q — среднее значение показателя политропы
сжатия.
Давление ра принимает значения:
ра ==0,09 МПа для двигателей без наддува (кроме двухтактных
дизелей);
ра=0,94рй для двигателей с наддувом (р* — давление наддува);
ра=0,135 МПа для двухтактных дизелей.
Для дизелей среднее значение показателя политропы сжатия
находится в пределах q—1,34... 1,40; для карбюраторных двига-
телей 9—1,3... 1,38.
Давление р, в общем случае зависит от внешней нагрузки на
двигатель:
р,- ='2лт7Ид/(гПцт]м),
где Мд=/(сод) — эффективный крутящий момент двигателя на
рассматриваемом скоростном режиме при полной подаче топли-
ва или горючей смеси (при работе внешней характеристики);
z — общее число цилиндров двигателя; — механический КПД
двигателя.
Максимальные уровни крутильных колебаний в трансмиссиях
тяговых и транспортных машин, вызванных неравномерной рабо-
той ДВС, возникают при работе двигателей по внешней харак-
теристике, которую можно аппроксимировать полиномом второй
степени
ko+«i^4.H — «2(^4.h)2L (2.12)
где Мд.н и <од.н — номинальный эффективный крутящий момент
двигателя и соответствующая ему угловая скорость вала; а0—
=0,6 для дизелей; ао=1 для карбюраторных ДВС.
98
Коэффициенты ais а2 подсчитываются по формулам:
для дизелей
__ -Мд.м/Мд.н - 0,4 (Мд.щ/Мд.и)2 0,6 _
(“л.м/“д.н) (1 ыл-м/ыд.н)
«2 = й1“0,4;
для карбюраторных ДВС
__ ________44д.М/Мд,и 1_____
(^д.м/^д-н) U " 03Д.м/Шд.н]
где Мд.м и сод.м — максимальный крутящий момент двигателя и
соответствующая угловая скорость вала.
Среднее индикаторное давление описывается квадратичной
зависимостью, аналогичной (2.12):
Pls ’==z&0p ~V^lp (^д/^д.н) Я-2р (“д/^д.н)2! (2-13)
коэффициенты которой
ajp=ajPs.Kl'fU (7=0, 1, 2),
где рэ.н=2лтЛ1д.н/(zV4)—среднее эффективное давление рабо-
чего цикла на номинальном нагрузочно-скоростном режиме дви-
гателя.
Аналогично зависимостям (2.12) и (2.13) амплитуды гармо-
нических моментов газовых сил одного цилиндра двигателя, ра-
ботающего по внешней характеристике, представляются полино-
мами второй степени в функции от угловой скорости вала:
2
ДО
где fvZ=[ (О,3960ь+O,9603V) а/ + О,9602Д]Уц/ (тя).
При этих условиях начальная фаза гармонического возму-
щающего момента
} ~ arctg [бь ,/(0s, -ф 62vPc.hA^1m)]=const,
где pc.H=pae9; af—aj при /=0, 1; а2* =—а2, ^ = 0.
Обозначив через ЛКг(0) и ф¥г(0) амплитуду и начальную фазу
т-й гармоники возмущающего момента от газовых сил в цилинд-
рах одного отсека двигателя (возмущающего момента от газо-
вых сил, действующего на один кривошип коленчатого вала дви-
гателя) , имеем для однорядных двигателей
ф^=--ф(4в);
для многорядных двигателей с центральными шатунами в кри-
вошипно-шатунном механизме
Al(?)=A4^B)//¥l+g22; (2.14)
4*
99
С =<в) - arctg (g,2/gvl), (2.15)
где gvt = У cos<rl, g?2---= у sin <rI,
Sri — угол поворота коленчатого вала между вспышками в г-м
и первом цилиндрах, работающих на один кривошип.
Крутящий момент от сил инерции поступательно движущих-
ся масс /-й шатунно-поршневой группы
(/) = Л1<и’ sin W +Ф'и’), (2.16)
V-1
где М’=1,02£ип2; Af^=2,04V2A; M’ = 2,8V2; М? =
-V«2; 7И£>=М>=...=0; С = 0;
В выражениях для MW
£и=0,28- 10-5Х(тп4-Сш^щ)А’2,
где X^R/L-, г =0 2 2 + <я»/|03)г •
ш ’ 1 + (Лд.м/'03)2 ’
тп и тш—-массы поршня и шатуна; R и L — радиус кривошипа
и длина шатуна; /гд.н — номинальная частота вращения колен-
чатого вала двигателя.
Для однорядных двигателей амплитуда и начальная фаза
v-ro гармонического возмущающего момента от сил инерции
одного отсека двигателя-
Гармонические возмущающие моменты от неуравновешенных
сил инерции шатунно-поршневых групп одного отсека для много-
рядных двигателей с кривошипно-шатунными механизмами цент-
рального типа представляются в виде
+ (2.17)
ф(,и=ф(«и — arctg (x2,/<pj,)=const, (2.18)
где Xi, = 2 CQS Х2’= S Cos vCl1’
/-I z-i
Sii — сдвиг по фазе между положениями кривошипного механиз-
ма в t-м и первом цилиндрах отсека двигателя.
По известным амплитудам и начальным фазам гармониче-
ских моментов v-ro порядка от газовых и инерционных сил опре-
деляется общий возмущающий момент и начальная фаза для
100
одного цилиндра или отсека:
А1(0) = ]/&'?, +$2»; (2.19)
<p<0, = arctg(M&lv), (2.20)
где 0ь=Л1<,?)со8ф,г4-/И^иСОбф,и;
®2¥ = Af^) sin ф¥Гф-A!<°’ sin ф¥И.
Соотношения (2.11), (2.12) и (2.13) позволяют определять
общие гармонические моменты одного отсека АМ°) (2.19), а в
тех случаях, когда возникает необходимость,— и для одного ци-
линдра двигателя, представляя A1V(I) в виде полинома второй
степени:
(2.21)
где щ, bv, cv — коэффициенты аппроксимирующего полинома.
Для определения амплитуд Al(s0) Al^, Al^, Af^ и фаз
ф?’, ф«\ ф™’, ф^\ ф^ как общих гармонических моментов,
так и моментов от газовых и инерционных сил одного цилиндра
и одного отсека двигателя в работе [48] приводится программа
расчетов на ЭВМ.
Коленчатые валы ДВС, устанавливаемых на тяговых и транс-
портных машинах, обладают относительно большой крутильной
жесткостью по сравнению с деталями и узлами трансмиссии.
Это позволяет при расчетах крутильных колебаний возмущаю-
щие моменты, действующие на все шатунные шейки валов,
складывать, не учитывая сдвиги по фазам, вызванные деформи-
рованием этих валов. В таком случае возмущающий момент,
действующий со стороны двигателя на трансмиссию,
7Ид(О=Л4д.е + 2 2 sin (^ + Ф^°> -₽j. (2.22)
*=1 V, —I
k=l
где А4д-е= Alep’ —А4<;.д —средний эффективный момент, раз-
виваемый двигателем; — значение среднего момента, раз-
виваемого в одном отсеке двигателя; Л1с.д — момент сопротив-
ления вращению коленчатого вала двигателя; k — номер отсека
по порядку работы двигателя; I — число отсеков двигателя;
₽sv — угол поворота коленчатого вала за промежуток времени
между началом рабочего хода в первом отсеке и началом рабо-
чего хода в j-м отсеке двигателя,
720°
(2.23)
101
Рассмотрим для примера построение функции, определяющей
возмущающее воздействие со стороны двигателя СМД-60 на
трансмиссию трактора Т-150.
Четырехтактный шестицилиндровый дизель СМД-60 с турбо-
наддувом имеет: номинальную мощность NB= 100 кВт; порядок
работы цилиндров 1Л—1П—2Л—2П—Зл—Зп; V-образное, под уг-
лом 90° расположение цилиндров; расположение колен вала —
под углом 120°.
Крутящий момент от газовых сил четырехтактного двигателя
СМД-60 полностью проходит цикл изменения за два оборота
коленчатого вала, т. е. за время поворота на угол 4л. Следова-
тельно, период изменения крутящего момента дизеля, вращаю-
щегося с угловой скоростью со, 7=4л/сод.
В соответствии с порядком работы двигателя СМД-60, обес-
печивающим наибольшую равномерность, имеют место следую-
щие углы сдвига по фазе p*v между рабочими процессами в 1-м
левом и остальных цилиндрах:
1-й правый цилиндр........................... р1п=90°
2-й левый » р2л=240°
2-й правый » р2п=330°
3-й левый » р3л=480э
3-й правый » р3п=5703
На рис. 2.6 приведено расположение элементов кривошипно-
шатунного механизма для соответствующих углов p*v.
На рис. 2.7, а представлены фазовые диаграммы гармониче-
ских моментов от действия газовых сил одного отсека двигателя.
Они построены в соответствии с порядком работы цилиндров
двигателя, т. е. исходя из условия, что угол поворота коленча-
того вала между вспышками в правом и левом цилиндрах одно-
го отсека составляет grl = pln=90°. При этом сдвиг по фазе меж-
ду действиями гармонических моментов v-ro порядка равен
v-90°.
В соответствии с формулой (2.19) по известным фазовым
сдвигам определялись гармонические моменты от газовых сил,
развиваемых в одном отсеке двигателя.
Амплитуды и фазы фуи гармонических моментов от
действия инерционных сил, развиваемых неуравновешенными
массами кривошипно-шатунного механизма одной поршневой
группы, определялись по формулам (2.17) и (2.18). Из формулы
(2.16) следует, что неуравновешенные массы поршневой группы
приводят к возникновению гармонических моментов с номерами
т=1, 2, 3 и 4. Так как в одном отсеке двигателя сдвиг по фазе
между перемещениями поршней в правом и левом цилиндрах
равен углу развала двигателя £л.п=у=90°, фазовые диаграммы
возмущающих моментов гармонических моментов от действия
102
Рис. 2.6. Расположение кривошипио-шатуниого механизма при различных
Углах pftv:
о_₽1лМГ; б —Р1п—90°; в - ₽2л~240°; г - ₽2ц-330°; б-₽3л-480'>; е-₽зп-570’
инерционных сил будут иметь тот же вид, что и для гармоник
от газовых сил, имеющих номера v=l, 2, 3 и 4 (см. рис. 2.7, а).
2.1. Фазовые сдвиги (в °) между гармоническими моментами
отсеков двигателя
Угол для отсе- ков V
0,5 1.0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 5,5 6,0
I 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
II 120 240 0 120 240 0 120 240 0 120 240 0
III 240 120 0 240 120 0 240 120 0 240 120 0
103
Рис. 2.7. Фазовые диаграммы гармонических моментов от действия газовых
сил для дизеля СМД-60:
а — один отсек; б — полностью дизель
Двигатель СМД-60 имеет три отсека. Без учета крутильной
податливости коленчатого вала по формуле (2.23) были подсчи-
таны фазовые сдвиги между действиями гармонических мо-
ментов в отдельных отсеках по отношению к первому отсеку.
В табл. 2.1 приведены результаты расчетов, а на рис. 2.7, б по-
строены фазовые диаграммы возмущающих гармонических мо-
ментов Mi, Мц, Мш, действующих в отдельных отсеках двигате-
ля. Из рассмотрения этих диаграмм следует, что только гармо-
нические моменты с номерами v —1,5; 3,0; 4,5; 6,0 не уравнове-
шены взаимно. Действие гармонических моментов с номером
v = 6 взаимно компенсировано в пределах одного отсека (см„
рис. 2.7, б). Гармонические моменты, передающиеся от двигате-
ля к трансмиссии, принято называть главными гармоническими
моментами. Они равны сумме гармонических моментов, разви-
ваемых во всех трех отсеках двигателя.
В соответствии с изложенным алгоритмом были определены
коэффициенты av, bv, cv полинома (2.21), аппроксимирующего
104
гармонические моменты MVU\ которые развиваются в одном ци-
линдре двигателя (табл. 2.2).
2.2. Коэффициенты аппроксимирующих полиномов
главных гармоник одного цилиндра двигателя СМД-60
А!(1> (ид) av -10-3, Н-м bv , Н-м-с/рад cv-102, Н.м.с2/рад2
v=l,5 0,2042 1,5410 —0,3986
v=3,0 0,1315 0,8726 —0,4512
v= 1,5 0,6871 0,4777 —0,1142
Учитывая фазовые диаграммы гармонических моментов, дей-
ствующих на коленчатый вал со стороны одного отсека (рис.
2.7, а), и суммарное действие всех трех отсеков (рис. 2.7, б),
по формулам, аналогичным (2.14) и (2.19), определялись ампли-
тудные значения главных гармонических моментов:
Mlf5 (шд) = зМб /(1 -ф COS 135°)2 + sin2135° = 2,297И4 U (“д);
Л43,0([ид) = ЗЛ1злК(1 + со590о)2 + 8Ш290о=4,23/И^(шд); (2.24)
/И4,5 (Шд) = ЗЛ<И'Д 1 -ф cos45°)2+sin245° = 5.497/И& (юл).
Суммарное воздействие на трансмиссию со стороны двигате-
ля СМД-60 представляется как полигармонический момент, за-
висящий от угловой скорости двигателя и времени. Ограничимся
учетом трех гармонических моментов:
?ИД (/)=7Ид.е -ф ТИ115 (шд> sin (1,5ю/ -ф ф1(5) -ф 7И3,0 (шд) sin (3«*д£ -ф
_Ь'1|з,о)4_^4.5(шд) s*n (4,5шл7-ф'?4 б)- (2.25)
Диапазон рабочих угловых скоростей двигателя СМД-60 на-
ходится в пределах <йд= (70 ... 225) рад/с. Соответствующие им
диапазоны частот вынужденных колебаний в трансмиссии трак-
тора, вызванные главными гармоническими моментами двигате-
ля СМД-60, приведены ниже.
Диапазоны частот Q (в рад/с) возбуждения двигателя:
при 1,5юд.................................................
при 3,0(йд................................................
при 4,5сод................................................
105 ...337,5
210... 675
315 ... 1012,5
2.2. КОНТАКТНОЕ ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ ПОВЕРХНОСТЕЙ ТРЕНИЯ
Формирование фрикционного контакта. На рис. 2.8 приведены
упругие характеристики ведомого диска ФС трактора Т-40, сня-
тые при осевом нагружении ведомых дисков, на которых раз-
личными способами закреплены фрикционные накладки. Нели-
нейность характеристик обусловлена тем, что в процессе нагру-
105
Рис. 2.8. Упругие характери-
стики ведомого диска сцепле-
ния трактора Т-40:
1 — при жестком закреплении
фрикционных накладок; 2 — при
средней жесткости закрепления;
8 ~ при подрессоренных фрикцион-
ных накладках (податливый диск);
2', 3' — соответствующие ус-
ловные упругие характеристики
жения с увеличением нор-
мальной силы вступают в
контакт все большие объ-
емы фрикционных накла-
док, имеющих малую из-
гибную жесткость, и тем
самым увеличивается пло-
щадь трения.
Покажем, как влияет
конструкция этого фрик-
ционного узла на форми-
рование площадей фрик-
ционного контакта [19].
Представим фрикционную накладку ФС (из материала КФ-2)
в виде параллельных блоков, каждый из которых характеризу-
ется элементарными жесткостью сэ.б и демпфированием Ьэ.б
(рис. 2.9) в нормальном к поверхности накладки направлении.
Считаем, что блоки не связаны один с другим. При включении
ФС в зависимости от сжимающего нормального усилия и кон-
струкции основания ведомого диска то или иное число блоков
деформируется. В соответствии с принятой моделью, чем боль-
ше блоков деформируется, тем больше жесткость фрикционно-
го контакта и тем выше его демпфирующая способность. Зна-
чение усилия, сжимающего накладку ФС, ограничено, и для оп-
ределенной конструкции сцепления число рабочих блоков оста-
ется практически неизменным. Экспериментально установлено,
что жесткость накладки линейно зависит от ее площади. Это
подтверждает реальность представленной модели накладки и
позволяет оценить площадь контакта по контактной жесткости
или коэффициенту демпфирования.
Для расчета площади контакта необходимо знать жесткость
или коэффициент демпфирования фрикционного контакта той или
Рис. 2.9. Динамическая модель фрикционной накладки
106
Рис. 2.10. Схема формирования фрик-
ционного контакта:
1 — жесткое основание: 2 — фрикцион-
ная накладка; 3 — контртело; 4 — уп-
ругое закрепление
иной конструкции ФС и номи-
нальные значения этих пара-
метров для фрикционной на-
кладки. Отношение этих вели-
Рнж
чин определит коэффициент, характеризующий площадь фрик-
ционного контакта относительно номинальной площади фрик-
ционной накладки. Следовательно, жесткость или коэффициент
демпфирования фрикционного контакта в нормальном к поверх-
ности трения направлении могут служить характеристикой кон-
струкции ФС.
Площадь контакта можно определить по контактной жестко-
сти. Суммарная податливость ведомого диска (рис. 2.10)
1/Cs 1/^h.k+Vcoc>
(2.26)
где сг —суммарная жесткость ведомого диска в сборе; с0С —
жесткость основания ведомого диска; сн.к — жесткость накладки
конструктивная после сборки ВД.
Из выражения (2.26) следует, что при взаимодействии на-
кладки с жестким нажимным диском ее конструктивная жест-
кость
£н.к ^S^oc/(^oc '
(2.27)
Эта жесткость связана с жесткостью фрикционной накладки
сн через коэффициент конструктивной площади контакта
^В-.К ''К.П.КТ^Н"
(2.28)
В выражении (2.28) коэффициент Дк.п.кт характеризует пло-
щадь фрикционного контакта относительно номинальной площа-
ди с учетом конструкции ведомого диска. Так как в ФС не вся
площадь фрикционной накладки (не все блоки) контактирует с
жестким ведущим диском, то Лк.п.кт<1.
Используя выражения (2.27), (2.28), получим формулу для
определения коэффициента Кк .п.кт*
^"к.П.КТ -'^В.к/^Н С^ос/кн (^ос £s)]* (2.29)
Жесткости Сое и щ определяются экспериментальным путем.
Из рис. 2.8 следует, что упругие характеристики ведомого
диска в сборе нелинейны; нелинейна также упругая характери-
стика основания диска. Поэтому было предложено в качестве
характеристики осевой жесткости ведомого диска сцепления
107
трактора Т-40 принимать некоторую условную жесткость сусл,
которая равна тангенсу угла наклона штриховой прямой, соеди-
няющей на упругой характеристике точки с координатами
(О, 0) и (w, 10 кН). Среднее значение нормальной динамической
нагрузки на поверхностях трения рассматриваемого сцепления
10 кН. Осевая жесткость фрикционной накладки оказалась по-
стоянной. Это еще раз подтверждает принятое допущение о ее
малой изгибной жесткости.
Зная условную жесткость, можно выполнить расчет значения
/Ск.п.кт по формуле (2.29). Расчет по условной жесткости назо-
вем статическим.
Анализ выражения (2.29) показывает, что сн.к фрикционно-
го контакта, а следовательно, и Ак.п.кт тем выше, чем меньше
разность сос—СуСЛ. При идеальном контакте по всей поверхности
Сн.к~си, и в этом случае Кк.п.кт-*-1. Были подсчитаны коэффици-
енты Ак.п.кт для ведомых дисков:
1) с приклепанными накладками (жесткий диск), у которого
сн=571 кН/мм, Сос= 142,8 кН/мм, сусл=66,6 кН/мм, Ккп.кт=
= 0,215;
2) с подрессоренными накладками (податливый диск), кото-
рый имел сн=571 кН/мм, сос= 11,49 кН/мм, сусл=10,0 кН/мм,
Кк.п.кт=0,451.
Случайные погрешности измерений при снятии используемых
в расчетах упругих характеристик (при доверительной вероятно-
сти 0,9) не превышали 5%. Условная жесткость была получена
как среднее значение результатов этих измерений.
Умножая номинальную площадь контакта Аа на коэффициент
Кк.п.кт, зависящий от конструкции ведомого диска ФС, получим
площадь контакта Ак.п.кт, которая может быть реализована в
конкретной конструкции ФС: Ак.п.кт=7Ск.п.ктАа.
Коэффициент Кк.п.кт позволяет определить площадь контак-
та. В силу того, что именно конструкция узла трения обеспечи-
вает необходимую деформацию поверхностей трения и увеличе-
ние числа локальных зон, включающих фактические точки кон-
такта, величина Ак.п.кт может быть названа конструктивной пло-
щадью контакта.
Подчеркнем, что эта площадь, в отличие от контурной и но-
минальной площадей контакта, не является фиктивной. Она за-
висит не только от деформационных процессов в приповерхност-
ных слоях контактирующих тел, но и от деформаций конструк-
тивных элементов, связанных с поверхностями трения и обеспе-
чивающих их взаимный контакт.
Определим коэффициент Ьв демпфирования фрикционной на-
кладки ведомого диска. Для этого прежде всего эксперименталь-
но находим коэффициент восстановления накладки по результа-
там отскока стального шарика, падающего на фрикционную
накладку, жестко прикрепленную к массивному диску. Известно,
108
что коэффициент восстановления
£вс= I I =1/'/г2/Л1.
где Vi и v2— скорости шарика в момент соприкосновения с на-
кладкой при ударе и отскоке; hi и h2 — высоты падения и от-
скока.
В соответствии с принятой моделью накладки внутреннее
трение линейно зависит от скорости деформирования. Диффе-
ренциальное уравнение движения шарика (см. рис. 2.9) совме-
стно с деформируемым объемом фрикционного материала в пре-
делах упругости имеет вид
/пг4-йэ.бг4-сэ-6г==0, (2.30)
где т — масса шарика; Ьэ.б — коэффициент, характеризующий
диссипацию энергии в элементарном блоке; сэ.б — жесткость
элементарного блока фрикционной накладки.
При ударе шарика о накладку образуется отпечаток диамет-
ром d. Так как жесткость накладки пропорциональна площади,
то жесткость элементарного блока
^э.б ^naK^d /(ААа),
где сНак определяется экспериментально, d и Аа — измерением.
В результате решения уравнения (2.30) была получена фор-
мула для подсчета коэффициента демпфирования во фрикцион-
ной накладке:
Ьв = Аа | 1п*вс | УсаЛт1(пА), (2.31)
где А — площадь отпечатка шарика. Для фрикционных накла-
док ФС трактора Т-40 подсчитанный по формуле (2.31) коэффи-
циент демпфирования йв = 32,9 кН-с/м.
Фрикционные и износные характеристики пар трения. При
расчетах связь между касательными и нормальными нагрузка-
ми, развиваемыми на поверхностях трения, описывается законом
Амонтона Fr—fTN, где fr—коэффициент трения. Как известно,
коэффициент трения зависит от скорости скольжения, давления,
температуры и других факторов. Обычно при расчетах ФС либо
принимают коэффициент трения постоянным, либо используют
зависимости, полученные в результате аппроксимации однофак-
торных кривых, например, таких, которые представлены на
рис. 2.11.
Для расчетов трения и износа тяжелонагруженных фрикци-
онных тормозов А. В. Чичинадзе и его сотрудники предложили
использовать кривые фрикционной теплостойкости, получаемые
по ГОСТ 23.210—80. Сцепления же не являются столь нагружен-
ными узлами трения.
109
Рис. 2.11. Зависимости коэффициента трения fr для пары трения НСФ2 и
СЧ 21—40:
а — от скорости скольжения v; б — от температуры 'О’
Современные ЭВМ. позволяют рассчитывать динамические
процессы, происходящие в ФС, и износ их поверхностей трения,
но для этого необходимо иметь непрерывные функции изменения
коэффициента трения и интенсивности изнашивания в области
изменения определяющих факторов. Теория планирования мно-
гофакторного эксперимента [20] позволяет разработать методику
проведения необходимых экспериментов и получить нужные за-
висимости.
В работе [13] изложена методика получения трехфакторных
математических моделей процесса трения (коэффициента трения)
для материалов пар трения, используемых в ФС и тормозах
автомобилей и тракторов. Дальнейшим развитием этой разра-
ботки явилась публикация [32], в которой рассмотрены матема-
тические модели фрикционных характеристик и износостойкости
по результатам испытания асбополимерного материала шиф-
ра 56 (41—132—67с), ГОСТ 1786—80*, и безасбестового мате-
риала F 202 фирмы «Валео». В качестве контртела использовал-
ся чугун СЧ 20, ГОСТ 1412—79.
Испытания проводились на образцах 0,02x0,03 м на маши-
не трения НПО НАТИ. Фрикционные свойства элементов пар
трения оценивались по коэффициенту трения fT, а износостой-
кость— по энергетической интенсивности изнашивания 13, пред-
ставляющей собой отношение линейного износа к совершенной
работе трения. Стабильность теплового режима и максимально
приближенные к реальным физико-механические условия в кон-
такте испытуемых пар трения обеспечивались в результате фрик-
ционного нагрева контртела трением накладки из того же мате-
риала. При испытаниях пар трения были приняты следующие
диапазоны варьирования параметров: давление р=0,1 ...
0,45 МПа; скорость скольжения v = l... 23 м/с; поверхностная
температура й—80... 180°С для пары трения материал шифра
56 и СЧ 20 и й=80 ... 240°С — для F 202 и СЧ 20.
Предварительные эксперименты показали, что коэффициент
трения и энергетическая интенсивность изнашивания обеих испы-
110
тываемых пар трения не зависят от давления в исследуемом
диапазоне изменения определяющих факторов, поэтому в после-
дующих экспериментах варьировались только скорость сколь-
жения v и температура О.
Регрессионный анализ при обработке экспериментальных
данных позволил получить следующие математические модели:
для пары трения материал шифра 56 и СЧ 20
/? = 0,423 - 3,5- Ю-з-п ф-8,4- 10-4Й; (2.32)
/э= 1,7-lO-i5»1'88 (1844-2,17z)—2,16&4-8,32-IO'3»2); (2.33)
для пары трения F 202 и СЧ 20
/?==&-о.о7(0,3524-9,2-10-^- l,04-10~5e24-3,32-10-3&); (2.34)
1Э= 1,32- 10“18r°’6882’26(138 — 3,225r4-0,107r2—
— 0,84&4-2,62-10-382). (2.35)
Энергетическая интенсивность изнашивания 7Э, подсчитывае-
мая по формулам (2.33) и (2.35), измерялась в кубометрах на
килоджоуль. Математические модели (2.32) ... (2.35) справедли-
вы в принятых диапазонах изменяемых факторов. Анализ полу-
ченных зависимостей показал, что для пары материал шифра 56
и СЧ 20 увеличение скорости скольжения приводит к сниже-
нию коэффициента трения, а рост температуры — к его увеличе-
нию. Увеличение скорости скольжения или температуры поверх-
ностей трения пары F 202 и СЧ 20 приводит к уменьшению ко-
эффициента трения. Установлено, что убывающая зависимость
/т° (v) может приводить к возбуждению фрикционных автоколе-
баний [13], следствием которых являются значительные динами-
ческие нагрузки в трансмиссии и повышенный износ фрикцион-
ных накладок. Аналогичный эффект оказывает убывающая
функция /4° (О). Таким образом, обе исследуемые пары трения
имеют определенную склонность к возбуждению автоколебаний,
причем для пары F 202 и СЧ 20 она определяется убывающими
зависимостями fT°(y) и тогда как для пары материал
шифра 56 и СЧ 20 — только зависимостью
Важно отметить, что возникновение фрикционных автоколе-
баний в системе с узлом трения зависит не только от фрикцион-
ной характеристики пары трения, но и от комплексной взаимо-
связи этой характеристики с динамическими характеристиками
системы.
Установлено, что энергетическая интенсивность изнашивания
исследуемых фрикционных пар увеличивается при увеличении
скорости скольжения или температуры, причем последний фак-
тор оказывает наибольшее влияние. На рис. 2.12 представлены
области изменений энергетической интенсивности изнашивания
111
Рис. 2.12. Области изменения
энергетической интенсивности
изнашивания пар трения для
материала:
1 — 56+СЧ 20; 2 —F202+C4 20
7Э от температуры О для
исследованного диапазо-
на изменения скоростей
скольжения. Из рис. 2.12
и анализа зависимостей
(2.33) и (2.35) следует,
202 обладает более высокой из-
с асбополимерным материалом
что безасбестовый материал F
носостойкостыо по сравнению
шифра 56.
Рассмотренные характеристики являются «паспортом» пары
трения, так как могут быть использованы для расчетов фрик-
ционных узлов в условиях динамического нагружения, оценки
их долговечности и склонности к возбуждению фрикционных
автоколебаний.
2.3. ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ ДИАФРАГМЕННЫХ
НАЖИМНЫХ УСТРОЙСТВ
Теория расчета диафрагменных нажимных устройств (см.
рис. 1.6, 1.7, 1.10) существенно отличается от теории расчета на-
жимных устройств, в которых используются витые цилиндриче-
ские пружины, имеющие линейные упругие характеристики. На-
пряжения в последних пропорциональны нагружающим силам.
Диафрагменные нажимные устройства имеют нелинейные
упругие характеристики (см. рис. 1.6), позволяющие компенси-
ровать износ фрикционных накладок ведомых дисков и снижать
усилия на педали привода в процессе выключения сцепления.
Напряжения в разрезных тарельчатых пружинах, являющихся
упругими элементами диафрагменных нажимных устройств, так-
же имеют нелинейную зависимость от усилий, прикладываемых
к ним. Отсутствие надежных методов расчета нажимных уст-
ройств этого типа явилось препятствием к внедрению диафраг-
менных нажимных устройств в отечественные фрикционные ФС.
Рассмотрим основы теории расчета диафрагменных нажим-
ных устройств ФС. Разрезная тарельчатая пружина (рис. 2.13),
используемая в диафрагменных нажимных устройствах, пред-
ставляет собой силовой элемент, поворот которого относительно
некоторой оси (проходящей через точку О) осуществляется в
результате приложения нагрузок РВык на лепестки разрезной
части пружины (со стороны муфты сцепления) и на коническую
часть пружины Рнж (со стороны нажимного диска «вдавливае-
мого» нажимного устройства) (рис. 2.14).
112
Рис. 2.13. Разрезная тарельчатая пру-
жина:
га и гъ — соответственно внутренний и внеш-
ние радиусы пружины; rd — радиус распо-
ложения центра поворота сечения О; о —
радиус закругления фасок
Методы расчета неразрезных
тарельчатых пружин достаточно
хорошо разработаны. В настоя-
щее время наиболее распростра-
ненным является приближенный
метод расчета Альмена и Ласло
[50]. В основу этого метода по-
ложена гипотеза Тимошенко о
недеформируемости осевого сече-
ния тарельчатой пружины, т. е.
при нагружении пружины ее се-
чение, не деформируясь, повора-
чивается вокруг некоторой точки срединной поверхности.
Область применения этого метода была проанализирована
В. И. Феодосьевым, который дал более строгое решение этой за-
дачи, рассматривая пружину как коническую малоподъемистую
оболочку, имеющую большие перемещения. Условия работы раз-
резной тарельчатой пружины, используемой в ФС, несколько от-
личаются от условий работы неразрезных тарельчатых пружин.
Используя указанный выше метод, А. Л. Лапин разра-
ботал расчет диафрагменных нажимных устройств ФС [36].
В этой работе предполагалось, что контактирование разрезной
тарельчатой пружины происходит с опорами, имеющими острые
контактирующие кромки, и не учитывалась концентрация напря-
Рис. 2.14. Нагружение диафрагменного нажимного устройства вдавливаемо-
го типа
113
жений, вызванная переходами от лепестков к неразрезной кони-
ческой части пружины. В работе [15] исследовалось влияние об-
катки конической части пружины торообразных опорных колец
на ход нажимного диска. Учет сил трения, возникающих при
обкатке со скольжением пружиной торообразных опорных колец,
был осуществлен в работе [7]. В. А. Круглов в основу методики
расчета положил теорию малоподъемистых оболочек, разрабо-
танную В. И. Феодосьевым. Специально проведенные вычисле-
ния показали, что эта теория усложняет расчет разрезных та-
рельчатых пружин, не приводя к его уточнению.
В статье [16] изложены результаты экспериментальных ис-
следований распределений напряжений в различных сечениях
пружины и оценены коэффициенты концентрации, вызванные
отверстиями, которыми заканчивается разрезная часть пружи-
ны. В этой же работе экспериментально была подтверждена воз-
можность использования метода Альмена и Ласло для расчета
упругой характеристики, формируемой неразрезной частью пру-
жины. Исследованиями [7] было также установлено, что силы
трения в контакте между пружиной и опорами при неодинако-
вых коэффициентах трения несколько смещают положение цент-
ра О поворота сечения конической части пружины как жесткого
целого, т. е. изменяют г а- При этом данное смещение меняется
в зависимости от направления нагружения. При одинаковых
коэффициентах трения fT смещение точки О не происходит и га
имеет то же значение, что и у Альмена и Ласло. Позже [30] бы-
ло предложено учитывать жесткость закрепления опорных колец
со и их предварительное поджатие wo, возникающее в результа-
те сборки кожуха сцепления и разрезных тарельчатых пружин.
В работе [15] показано, как можно менять упругую характери-
стику нажимного устройства, варьируя конфигурацию опорных
поверхностей, обкатываемых неразрезной частью пружин.
Рассмотрим основы расчета диафрагменных нажимных уст-
ройств с торообразными опорными поверхностями. Из схемы ра-
боты «вдавливаемого» нажимного диафрагменного устройства
(см. рис. 2.14) следует, что нагружение пружины может осуще-
ствляться со стороны муфты сцепления нажатием с силой РВык
на опорный подшипник и приложением силы РНж со стороны
нажимного диска ФС. Если прикладывается только сила РВыК
(выключенное ФС). то пружина обкатывается по нижней не-
подвижной опоре радиуса Rt. Если нагружение осуществляется
только силой Рнж (включенное ФС), то пружина обкатывается
по верхней неподвижной опоре радиуса Перемещение нажим-
ного диска данж осуществляется в результате обкатки пружиной
его опорной поверхности радиуса /?2, перемещение муфты ФС
а’вык—-в результате обкатки его опорной поверхности радиуса
/?з- На рис. 2.13 и 2.14 га, гь, h и а — параметры, определяющие
геометрию разрезной тарельчатой пружины; по; г2о, г3о— радиу-
114
сы расположения торообразных опорных колец; с0 — жесткость
закрепления опорных колец; а—угол подъема конуса разрезной
тарельчатой пружины в ненагруженном состоянии; ф — измене-
ние угла а в процессе нагружения пружины. Конструктивные
параметры некоторых диафрагменных нажимных устройств ФС
приведены в табл. 2.3.
Из гипотезы о недеформируемости сечения неразрезной части
пружины следует, что напряженное и деформированное состоя-
ние пружины полностью определяется изменением начального
угла подъема пружины а, т. е. углом поворота сечения на соот-
ветствующий угол ф. Поэтому при расчетах целесообразно в ка-
честве переменной использовать отношение угла ip к углу а. Ис-
ходя из этих соображений при /эвык=0 и была получена форму-
ла для определения усилия Рнж, действующего со стороны
нажимного диска ФС, в зависимости от этого угла [7]:
р — РлАМ* — c0woa (2/?t + fe) (1 — 47«)J [1 ± f га (f — ф/сс)] /2 36)
НЖ [(Г2о-По) + а(Л1+/?2 + Л)(1-4'/а)]Т/тЛ ' ’ '
Аналогично была получена формула для определения усилия
Рвык (при /энж=0), действующего на подшипник муфты выклю-
чения сцепления:
р — [2пАМ* — CqW0<x (2At + fe) (1 — ф/ct)] [[ ± f.ca (1 — ф/cz)]
“”к~ [(/•ю-г3о)+а(/?1 + ^з + Л)(1-ф/а)]ТМ ’ 1 '
В формулах (2.36) и (2.37):
. Ehai(rb— Га)? . гь ,,
А~-------—----——In — ------ коэффициент, зависящий от гео-
12(1—р.2) г а
метрических параметров неразрезной части тарельчатой пружины
и постоянных материала (Е — модуль упругости; ц —коэффи-
циент Пуассона); Л1*=ф/а[(1—ф/a) (1—ip/2a) 4-(Л//7)2] — без-
размерная упругая характеристика пружины, зависящая от отно-
сительного угла поворота ф/a неразрезной части пружины и от-
ношения h/H (Н=(гь—ra)tga); fT — коэффициент трения в кон-
такте между пружиной и опорами.
Формула для определения перемещения нажимного диска
сцепления шНж в зависимости от угла поворота сечений пружины
ф при действии силы Риж получена в работе [15]:
( . Г ч а2 / Ф VI t
®нж=а (^2о-Г1О) 1-~ 1-^- +
I L 2 \ 2а J J
+ <x(/?14-E2+W1-4-B —• (2.38)
\ 2а а
Перемещение муфты сцепления шВык при действии силы
Евык складывается из перемещения за счет поворота пружины
как жесткого целого относительно некоторой точки ее попереч-
115
116
2.3. Размеры и конструктивные параметры нажимных
диафрагменных устройств ФС «вдавливаемого» типа
Фирма, модель ФС h, мм H/h г6, мм rlJr« а г1о, мм Г2о, мм г3о, мм /?ь мм /?2, ММ /?з» мм р, мм
АП, 350 СР 3,87 1,92 164,75 1,25 12°49' 132,5 161,5 35,0 1,5 2,0 1,5 1,6
АП, 350 DS 3,87 1,69 155,70 1,23 13°4' 129,0 150,0 41,0 1,5 4,0 1,5 1,6
ВАЗ-2101 2,20 1,82 97,50 1,30 10°14' 75,5 93,5 22,0 1,5 1,5 2,5 1,7
Феродо, 180 D 2,10 1,69 87,00 1,30 10°10Л 68,0 84,0 20,5 1,5 1,8 2,5 1,6
«Москвич- 412» 2,29 1,83 99,30 1,28 13° 81,0 97,0 25,6 1,6 1,25 7,5 1,6
«Борг энд Бек», 8" 2,4 1,84 99,35 1,35 10° 74,5 92,7 25,0 1,6 3,7 4,5 1,6
«Опель ре- корд» 2,3 1,78 99,9 1,35 9° 17' 74,5 97,0 23,0 1,6 3,5 4,0 1,5
Рис. 2.15. Схематическое изобра-
жение лепестка пружины
кого сечения, которое было
получено аналогичным обра-
зом, что и формула (2.38),
и перемещения, вызванного
изгибом лепестков разрез-
ной части пружины. Послед-
нее определялось с исполь-
зованием интеграла Мора,
каждый лепесток пружины
рассматривался как состав-
ная балка (рис. 2.15), участ-
ки которой имеют переменную жесткость. В окончательном ви-
де перемещение нажимного подшипника
I (г \ Г г / ф
®ВЫК = ^П + ®Л№=а^Г10-Г30) 1 _ —-р — —— 1 |4-
Ч-<х(/?1Н~/?3 + Л) fl --/-)) — + %к. (2.39)
V Ct / > Lj
где wn и ®из-—перемещение МВ, вызванное соответственно по-
воротом неразрезной конической части пружины и изгибом ле-
пестков пластины;
I / 4 \
D — EWn I 12 Ik 1 — жесткость лепестков пружины; п-— чис-
I \ *-i /
ло лепестков разрезной части пружины;
Is
I — [ — l‘&dr / = С (r—htfdr .
1 J 2 ’
о \ ч / 1
Jli
(r — ltfdr. Л == С(r-ltfdr
*2 + “у-- (г ~ /2) J + у----у- (г — 13)
Зависимости (2.36) ... (2.39) в неявной форме описывают
упругофрикционные характеристики нажимного устройства диа-
фрагменного сцепления. Верхний знак перед коэффициентом тре-
ния fT в выражениях (2.36) и (2.37) соответствует нагрузочной
ветви упрутофрикционной характеристики, нижний знак — раз-
грузочной ветви.
Основной вклад в нелинейность упрутофрикционных харак-
теристик Рнж—f (^нж) и Рвык—f (щВык) вносят безразмерные
упругие характеристики М*, которые для различных отношений
117
Рис. 2.16, Безразмерные упругие характеристики тарельчатых пружин
h/H представлены на рис. 2.16. Здесь штриховая кривая соеди-
няет экстремумы кривой которые вычислены по
формуле
Ф \ , _ /" 1 2 { h \2
а )— ]/ 3 3 ( Н )
(2.40)
Знак «—» в формуле (2.40) соответствует максимуму, нижний
знак « + » минимуму кривой.
Из зависимостей (2.36) и (2.37) следует, что усилие предва-
рительного поджатия опорных колец cowo снижает эффектив-
ность работы нажимного устройства. Это произведение должно
быть минимальным и обеспечивать поджатие неразрезной части
пружины при всех значениях ф/а. Оно может быть оценено из
условия
° г1о — г3о + а (/?! + /?з + h) [1 — (ф/а)тах]
где (ф/а) max определяется по формуле (2.40), соответствующей
максимуму кривых, приведенных на рис. 2.16.
Путем тензометрирования разрезной тарельчатой пружины
сцепления 8" фирмы «Борг энд Бек» [16] были получены кривые,
представленные на рис. 2.17 и 2.18.
На рис. 2.17 показано распределение напряжений вдоль сече-
ний I—I и II—II (см. рис. 2.13) для двух случаев нагружения,
но при одном значении угла поворота сечения неразрезной части
пружины ф=0,105 рад. На рис. 2.18 изображена зависимость
окружных напряжений щ в точках на внутренней (кривые 1' и
2') и внешней (кривые 1 и 2) стороне пружины от угла ф пово-
рота сечения. Эти точки расположены на расстоянии 3 мм от
края, т. е. в точке А (см. рис. 2.13). Кривые 1, Г и 7° на рис.
2.17 и 2.18 получены при приложении силы РЕЫК к муфте сцеп-
118
Рис. 2.17. Кривые распределения ра-
диальных Or и окружных о( напря-
жений (ф=0,105 рад)
Рис. 2.18. Зависимость окружных на-
пряжений Ot в точке А от угла по-
ворота сечений (гА=76 мм)
ления; кривые 2, 2' и 2° — при нагружении силой РНж, приложен-
ной к нажимному диску. На рис. 2.17 показано распределение
окружных напряжений си и радиальные напряжения <тг на внеш-
ней поверхности разрезной тарельчатой пружины. Вертикальная
штрихпунктирная линия разграничивает разрезную и неразрез-
ную части пружины. Разветвление кривых a«=f(r) и Or=f(r)
вызвано тем, что распределения напряжений в сечениях I—I
(кривые 1, 2) и II—II (кривые 1°, 2°) отличаются друг от друга
тем больше, чем дальше точки, в которых определяются напря-
жения, отстоят от внешнего края пружины. Участки кривых 1°
и 2° при г<га показывают распределения напряжений в лепест-
ках. Ветви кривых 1 и 2, расположенные левее вертикальной
штрихпунктирной линии, характеризуют интенсивность нараста-
ния напряжений в сечении I—I, т. е. в районе вырезов. На рис.
2.17 и 2.18 штриховые линии —расчетные кривые и
<н=/(ф), полученные методом Альмена и Ласло по формуле
at=--------Ю-------Гх(а —') + «/], (2.42)
где х, у — координаты точек; Гй=(гь—го)/1п(гь/Га) —расстояние
центра поворота сечения конической неразрезной части пружины
от ее оси; Е, р— модуль упругости и коэффициент Пуассона ма-
териала пружины.
119
Формула (2.42) учитывает окружные напряжения от изгиба
относительно осей х и у.
Сопоставление расчетной кривой, полученной при х=-—й/2
(пунктирная линия), с экспериментальными (сплошные линии)
на рис. 2.17 показывает, что окружные напряжения щ на внеш-
нем крае и в средней части пружины в сечении I—I мало отли-
чаются друг от друга, но существенно увеличиваются по мере
приближения к концентратору напряжений (точка А на рис.
2.13). Это позволяет использовать формулу (2.33), введя в нее
коэффициенты концентрации напряжений.
Из анализа кривых на рис. 2.18 следует, что с изменением уг-
ла поворота сечения ф напряжения в месте концентратора, по-
лученные из эксперимента, меняются не пропорционально рас-
четным напряжениям, полученным по формуле (2.42). Они опре-
деляются двумя координатами х и у (см. рис. 2.13) и зависят от
угла ф. Для оценки концентрации напряжений на внутреннем
крае конической части пружины, в месте вырезов, в формуле
(2.42) были введены два коэффициента kt и k2:
at (1------ДпД-----hfa-4'l ±k2-^-1, (2.43)
JL 1-Н \ rA\n(rb/ra) 2/ 2rA J
где гА — радиус расположения наиболее опасной точки пружины.
Верхний знак перед k2 в формуле (2.43) соответствует рас-
тягивающему напряжению в точке А, расположенной на внутрен-
ней стороне неразрезной части пружины, нижний — сжимающе-
му напряжению в точке А на внешней стороне. Подставляя при
заданном ф в левую часть формулу (2.43) экспериментальные
значения напряжений, расположенных на г = 76 мм, с внутрен-
ней стороны пружины (<7tp) и с наружной (otc), получили сис-
тему двух линейных неоднородных уравнений. В результате со-
вместного решения этих уравнений вычислены коэффициенты
концентраций напряжений ki и k2, которые при данном виде на-
гружения пружины не зависят от угла поворота сечения пружи-
ны. Так, при действии силы ТТыи kj = 1,21, fe2=l,7; при нагруже-
нии силой PBfK &i = l,21, ^2 = 1,41- Из сопоставления этих коэффи-
циентов следует, что более опасно нагружение РВЫк, соответству-
ющее выключенному сцеплению. Необходимо учитывать, что ко-
эффициенты концентрации были определены по напряжениям в
точках, расположенных на некотором расстоянии от концентрато-
ра напряжений. Напряжения в месте концентратора, у кромки вы-
реза (см. рис. 2.13), будут значительно больше. Введение фасок
у кромки вырезов (радиусы закругления) позволяет вырезать те
точки, в которых могли бы возникнуть весьма большие напряже-
ния. Многочисленные поломки разрезных тарельчатых пружин
сцеплений показали, что их разрушение происходит именно по
сечению I—I (см. рис. 2.13), т. е. в месте концентрации напряже-
120
Рис. 2.19. Зависимости усилия на нажимном диске Риж от его перемещения
®вж для сцепления 350 СР:
/ — расчетная; 2 — экспериментальная
ний. Для повышения усталостной прочности пружин их поверх-
ность нагартовывают путем обдувки стальной дробью.
В табл. 2.3 приведены результаты измерений деталей нажим-
ных устройств диафрагменных сцеплений, изготавливаемых раз-
личными фирмами. Как видно из этой таблицы, безразмерные
геометрические параметры пружин сцеплений лежат в узких пре-
делах: Hfh=-1,69 ... 1,92; rblra= 1,23 ... 1,35, а углы конусности пру-
жин находятся в пределах 10... 13°. Узкие границы вариации этих
параметров позволяют считать, что разрезные тарельчатые пру-
жины, устанавливаемые различными фирмами в сцепления, ес-
ли не подобны, то весьма близки к тому, и, следовательно, коэф-
фициенты концентрации kx и k2 в формуле (2.43) могут быть
приняты для расчетов максимальных окружных напряжений
различных пружин диафрагменных нажимных устройств ФС.
По формулам (2.36) ... (2.39) были рассчитаны упругофрик-
ционные характеристики различных нажимных устройств, па-
раметры которых приведены в табл. 2.3. На рис. 2.19 и 2.20 по-
строены такие расчетные характеристики (штриховые кривые)
для ФС 350 СР фирмы АП. Здесь же нанесены кривые (сплош-
ные), полученные экспериментальным путем. В табл. 2.4 и 2.5
121
Рис. 2.20. Расчетная зависимость усилия на муфте сцепления 350 СР от
его перемещения
представлены экстремальные значения сил и соответствующих пе-
ремещений, полученные в результате обработки расчетных кри-
вых. Расхождения между расчетными и экспериментальными
значениями экстремальных сил и соответствующих перемещений
находились в пределах 2... 15%, что в основном связано с не-
точностью изготовления деталей нажимного устройства и пру-
жин. Наибольшее влияние на упругие характеристики нажимно-
го устройства оказывают толщина пружины h и точность изготов-
ления ее неразрезной конической части.
Из рис. 2.18 следует, что чем больше угол поворота ф (боль-
ше перемещения авык и wHh:), тем больше напряжения в пружи-
не. Следовательно, при выключении ФС необходимо уменьшать
ход муфты сцепления №Вык и он не должен выходить за пределы
оУвык (РВык m!n), при котором упругофрикционная характеристика
(рис. 2.19 и 2.20) имеет минимум. В табл. 2.4 и 2.5 представлены
значения напряжений at, подсчитанные по формуле (2.43) в точ-
ке А (см. рис. 2.13) именно для этих состояний нагружения пру-
жин. Здесь следует отметить, что уровни напряжений весьма вы-
соки и на них надо обратить особое внимание при проектирова-
нии диафрагменных нажимных устройств ФС.
Силы трения, возникающие при обкатке пружиной опорных
поверхностей, составляют до 5% от нажимного усилия А.ж (см.
рис. 2.19). Их влияние на динамические процессы, происходящие
в ФС при его включении, несущественно. Поэтому при модели-
ровании процессов включения ФС ими можно пренебрегать.
122
2.4. Экстремальные значения упругофрикционных характеристик
нажимных диафрагменных устройств «вдавливаемого» типа
и напряженность разрезных тарельчатых пружин
при нагружении ФС со стороны нажимного диска
Фирма, марка ФС р нж шах кН ^'нж^нж шах) ММ °/р , МПа, при а/с юнж^нж min*
р нж mln ^яж^нж mln)
АП, 350 СР 14,2 4,3 780
9,3 9,0 —4900
АП, 350 DS 16,2 3,5 750
14,2 6,6 —2040
ВАЗ-2101 3,6 2,5 610
2,78 4,75 —1460
«Феродо» 180 D 3,56 2,0 700
3,1 3,45 —1500
«Москвнч-412» 4,42 2,65 740
3,82 4,95 —1960
«Борг энд Бек», 8" 4,2 3,50 670
2,4 6,0 —1600
«Опель рекорд» 3,0 2,35 760
1,7 5,5 —1780
2.5. Экстремальные значения упругофрикционных характеристик нажимных
диафрагменных устройств «вдавливаемого» типа
и напряженность разрезных тарельчатых пружин
при нагружении ФС со стороны муфты выключения
Фирма, марка ФС р 2 вык max ^вык^вык шах) , мм °*р х » МПа, при °/с ювык^вык mln)
р вык mln ^вык^вык mln)
АП, 350 СР 4,1 18,8 1060
2,6 33,6 -2200
АП, 350 DS 4,6 18,9 1050
3,8 34,2 —2150
«Феродо», 180 D 1,1 7,0 940
0,55 12,1 —1730
«Борг энд Бек», 8" 2,0 7,0 900
1.5 12,0 —1860
123
Рис. 2.21. Схема нагруже-
ния диафрагменного нажим-
ного устройства вытягивае-
мого типа:
обозначения те же, что на рис.
2.14
В процессе включе-
ния ФС посредством на-
жимного диафрагмен-
ного устройства осуще-
ствляется силовое взаи-
модействие между муф-
той ФС и нажимным
диском. Уравнение си-
лового взаимодействия
между нажимным диском и муфтой ФС имеет вид
[г2о - г10 ф- а (/?! -ф R2 + h) (1 — ф/а)] -ф Рвык [г1о - г3о -]-
+ а (Д\ -- /?j) (1 — ф/а)] = 2л AM* — c0woa (2RX -J- h) (1 — ф/а). (2.44)
Уравнение (2.44) получено из условия равновесия неразрезной
части пружины без учета сил трения на опорах.
В ФС, имеющих диафрагменное нажимное устройство «вытя-
гиваемого» типа, выключение осуществляется путем вытягива-
ния лепестков разрезной тарельчатой пружины (рис. 2.21). В от-
личие от Нажимного устройства вдавливаемого типа в нажимном
устройстве вытягиваемого типа отсутствует система опорных ко-
лец, так как силовое взаимодействие с кольцевой опорой кожуха
сцепления не меняет своего направления. В этом случае уравне-
ние силового взаимодействия между нажимным диском и муфтой
ФС имеет вид [30]
Дж [(Л1о — г2о) ~ 4'/а)] + ^вык [(Г1о ГВо) "Ь
+ а(А1 + /?8+^)(1-Ф/«)] = 2л-ЛЛ1*. (2.45)
Уравнение (2.45) получено при тех же условиях, что и (2.44).
Перемещения нажимного диска гсШ1( и муфты ФС wBbIK определя-
ются таким же образом, как и для ФС устройства «вдавлива-
емого» типа [30]. Формулы для их определения имеют вид
®нж = а [(Г1О - г2о) [ 1 —(1 - ^-)2] +
4* а (Ri ^2 + -"а" ’ (2.46)
®вь.к==а{(По-^зо)[1--у-(1—+
4-а(/?1 + А3+А)(1—(2.47)
\ ^Ct J I Ct Лх
124
Так как напряженное состояние разрезной тарельчатой пру-
жины полностью определяется углом поворота ф неразрезной
части пружины и способом нагружения лепестков, а не типом
нажимного устройства, то наибольшие напряжения, возникаю-
щие в точках А (см. рис. 2.13), подсчитываются и в этом случае
по формуле (2.43).
2.4. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА
УПРУГОФРИКЦИОННОГО ДЕМПФЕРА ПРУЖИННОГО ТИПА
Упругофрикционные характеристики (см. рис. 1.22) наиболее
широко используемых в машинах демпферов определяются сле-
дующими параметрами:
жесткостью корпусных деталей демпфера в пределах пред-
варительного натяга его пружин cSMi = tgai;
тангенциальной жесткостью пружин демпфера cSM = tga2;
жесткостью демпфера после посадки на упоры cflM3 = tga3;
моментом трения, развиваемым на поверхностях трения демп-
фера, Л4т.дМ;
моментом предварительного натяга пружин в окнах демпфе-
ра Мп-,
моментом выключения из работы пружины демпфера Л4ВЬ1К;
предельным моментом, прикладываемым к демпферу, Л4Шах.
Углы поворота ступицы по отношению к ведомому диску, соот-
ветствующие моментам Мв, Мвыв и Л4тах, подсчитываются по фор-
мулам:
А?„=Мп/сДИ1; Д<?вак = Д?п + (7ИВЫК — Л4„)/сдм;
A^Pmax AfBbIK -|- (Мтах ^выкХ дм3"
Упругий элемент жесткости сдм дает возможность сущест-
венно смещать резонансные режимы колебаний силовой переда-
чи в область более низких оборотов ДВС.
Момент трения Л4Т.ДМ между ступицей и фрикционным дис-
ком позволяет управлять чередованием режимов относительного
проскальзывания и относительного покоя поверхностей трения
демпфера.
Предварительный натяг пружин демпфера (момент Мв) га-
рантирует отсутствие зазоров между пружинами, опорными плас-
тинами крепления пружин в окнах ведомых дисков и ступицей
на протяжении всего срока эксплуатации демпфера.
Упоры (момент Л4ВЬ1К) исключают посадку витков пружин
демпфера друг на друга и ограничивают в них максимальные ка-
сательные напряжения.
Как было отмечено в подразд. 1.2, упругофрикционные демп-
феры пружинного типа, встроенные в ведомые диски ФС, слу-
жат для снижения уровней крутильных колебаний, вызванных
неравномерной работой ДВС. Для обеспечения долговечности
125
(2.48)
Рис. 2.22. Динамическая модель трансмиссии грузового автомобиля с упру-
гофрикционным демпфером пружинного типа
демпфера не допустимы удары об упоры на стационарных ре-
жимах работы двигателя при максимальной подаче топлива или
горючей смеси. Следовательно, на этих режимах наибольший мо-
мент, передаваемый через демпфер, не должен превышать Л4ВЬ1К
и оказываться ниже Мп. На этих режимах колебаний нелиней-
ность характеристики демпфера определяется только моментом
трения Л4т.дм- В остальном характеристика демпфера будет ли-
нейной. На колебания такой системы не влияет средний эффек-
тивный момент Л4д.е, развиваемый двигателем [см. форму-
лу (2.22)], а следовательно, при расчетах можно принимать
Л4д.е = 0.
Рассмотрим результаты исследования [14] влияния сдм и Л4т.дм
на крутильные колебания трансмиссии автомобиля ЗИЛ-164А,
имеющего колесную формулу 4X2. В результате упрощения ди-
намической модели (см. рис. 2.1, а) была получена модель, при-
веденная на рис. 2.22. Здесь указаны моменты инерции: Ji — вра-
щающихся частей двигателя, маховика и кожуха ФС; /3— враща-
ющихся частей коробки передач, стояночного тормоза и передней
половины карданного вала; /4 — задней половины карданного ва-
ла и главной передачи; /5 — задних колес с шинами; /в — посту-
пательно движущихся масс автомобиля.
Приведенные жесткости: с23 — валов и зубьев зубчатых колес
коробки передач; С34— карданной передачи; С45 — полуосей;
с56 — шин задних колес.
Рассеивание энергии при колебаниях, осуществляемое в уз-
лах трансмиссии и элементах ее крепления на раме шасси, ли-
неаризовано и выражено через коэффициенты bi, b3, bit b5B.
Возмущающий полигармонический момент двигателя Л4д(0
получен в результате обработки экспериментальных индикатор-
ных диаграмм двигателя ЗИЛ-120. Упругофрикционный демп-
фер пружинного типа на рис. 2.22 представлен жесткостью упру-
гого элемента с12 и моментом трения Мт Лм.
126
Уравнения движения такой системы на этапе относительного
скольжения поверхностей трения демпфера:
Jtfi + ci2 (4=1 ~ %) + ЬгЪ + 7ИТ.ДМ sgn (?! - %)=7ИЯ (О;
с12 (4=1 — 4=г) 4~ С23 (4=2 ’ %) ’ -^т.дм Sen (?1 %) “
Jз4=з — с2з (% %) 4" сз4 (4=з ~~ 4ч) 4" ^=з4=з =0; 49)
J&i — С34 (% — ?4) 4- £45 (Ti — ¥5) 4- ^4?4 = 0;
Л?5 — С45 (4=4 — %) 4- с56 (4=5 - 4=6> 4“ Ь56 (?5 — ?б) = °;
Л?6 - С56 (?5 - 4=б) ~ &S6 (% - 4=6') =0.
Скольжение поверхностей трения на этом этапе движения оп-
ределяется условиями
4=1 —4=2 < 0 или cpj —<р2<^0. (2.50)
Переход от этапа скольжения к этапу относительного покоя
поверхностей трения происходит в момент времени, когда одно
из неравенств (2.50) обращается в равенство. При этом фикси-
руется накопление углового смещения поверхностей трения
4=1 — 4=2 = Ф=const. (2.51)
Это смещение остается неизменным во время этапа относи-
тельного покоя поверхностей трения, на котором все уравнения
системы (2.49) сохраняют свой вид, кроме первых двух. Послед-
ние преобразуются в уравнение
•/14=14- С23(4=2 — 4=з) 4- ^=14=1 = мл Ю- (2-52)
Этап движения с относительным покоем поверхностей трения
демпфера будет продолжаться до тех пор, пока сумма моментов,
действующих на вращающиеся части двигателя, не станет рав-
ной моменту трения Л4Т.ДМ, т. е.
1 Л4.дМ | > I 4- ci2 №1 — %) 4* ^i?i “ Мя WI • (2.53)
Численное решение уравнений (2.49), (2.51) и (2.52) с уче-
том условий (2.50) и (2.53) выполнялось на ЭВМ. При переходе
от интегрирования уравнений, описывающих движение на од-
ном этапе, к интегрированию уравнений на другом этапе был ис-
пользован алгоритм последовательного дробления шага интегри-
рования [13]. Численное интегрирование велось с произвольных
начальных значений перемещений и скоростей системы до полу-
чения установившихся режимов движения с периодом Т=2п!({>.
Программа предусматривала вычисление на каждом шаге ин-
тегрирования момента трения Л4Т.ДМ(() на поверхностях сколь-
жения демпфера, упругого момента Л4 = с2з(ф2—Фз) непосредст-
127
венно на первичном валу коробки передач и вычисление интег-
ралов энергии, рассеиваемой в пределах периода колебаний Т
различными диссипативными элементами системы:
г 1
4.дм = -Мт.дМ J
О
г
6
т
L^b^${t)dt-
6
(2.54)
J $(t) dt.
о
Расчеты на ЭВМ проводились с параметрами трансмиссии
автомобиля ЗИЛ-164А при его движении на 5-й передаче: /1 =
= 1,3 кг-м2; 73 = 0,225 кг-м2; /4=0,075 кг-м2; /5== 1,28 кг-м2; /6 =
= 50 кг-м2; (?2з=35 кН-м/рад; с34=11,3 кН-м/рад; с^ =
= 21,5 кН-м/рад; с56 = 22,4 кН-м/рад.
Приведенные коэффициенты линеаризованного трения были
выбраны так, чтобы максимальные амплитуды упругого мо-
мента
Д =0,5с23 {(% — <р3)тах - (% - <p3)mte]
(здесь (<р2—<р3)max и (<р2—<рз)т1п — максимальные и минималь-
ные значения углов закрутки первичного вала в пределах пе-
риода колебаний) при вычислении на резонансных режимах и
при отсутствии упругого момента в демпфере (ci2->°°) были близ-
ки к значениям, полученным С. А. Лапшиным в НАМИ при на-
турных испытаниях автомобиля ЗИЛ-164А (рис. 2.23). Этим
условиям сответствовали следующие значения коэффициентов:
bi= 1,5 Н-м-с; £>3= 1,0 Н-м-с; #4=2,5 Н-м-с; 656 = 3,5 Н-м-с.
Возмущающий момент, развиваемый двигателем ЗИЛ-120
при полном открытии дроссельной заслонки (в ньютон-метрах)
Мл (0=0,55-103 sin (Зш/+25°)+0,128-103 sin (бсо/ -|-18°) -
— 0,79- Ю-2^2 sin Зиз/+0,183- 10“W sin 6ш/.
Так как диапазон изменения угловых скоростей вала находит-
ся в интервале 20 рад/с ^ю^200 рад/с, а частоты возмущаю-
щих воздействий определяются гармоническими моментами,
кратными Зсо и бсо, то частоты возмущающих воздействий дви-
гателя на динамическую систему (рис. 2.22) располагаются в
пределах 60 рад/c^Q^ 1200 рад/с.
128
Рис. 2.23. Амплитудно-частот-
ные характеристики трансмис-
сии автомобиля ЗИЛ-164А, по-
лученные при испытаниях:
------М >М* —
Т.ДМ"^ Т.ДМ’
^т.дм oPt~7o Н-м; 1 ... 5
дачи
пере-
Результаты расчета
собственных частот иссле-
дуемой системы (рис. ;
2.22) при Л4т.дм = 0 и
Л4Т ДМ >Л1*т.дм (Л4* Т.ДМ '
момент трения в демп-
фере, при котором отсут-
ствует проскальзывание
поверхностей трения)
приведены в табл. 2.6. Из
сопоставления этих частот
воздействий Q следует, что
щения коленчатого вала со
частотах р2, р3 и рь.
ooo
Ли/
200
100
hM, н-м
500
ООО 1000 1600 2200 2600 п, мин
с диапазоном частот возмущающих
в заданном диапазоне частоты вра-
возможны резонансные режимы на
2.6. Собственные частоты динамической модели, рад/с
Условия работы демпфера Р\ Р2 Рз ^4
Мт.дм5^ 0 30,7 62,5 153,0 449,0
Мт.дм^>-М*т.дм 32,4 63,0 289,0 513,0
По результатам расчетов были построены графики, характе-
ризующие законы изменения <pi(Z), ф2(0> Ж.дм(0 и
в пределах одного оборота коленчатого вала двигателя.
На рис. 2.24 представлен один из таких графиков, из которого
видно, как осуществляется режим движения (со = 20 рад/с) с от-
носительными остановками и скольжением поверхностей трения
в пределах периода колебаний Т. По графику можно проследить
изменение упругого момента АА4 и установить его максимальные
значения [АА4|тах в пределах периода колебаний. В результате
обработки аналогичных графиков были построены амплитудно-
частотные характеристики (рис. 2.25) рассматриваемой системы
для различных значений А4Т.ДМ (рабочий диапазон угловых ско-
ростей коленчатого вала двигателя — справа от вертикальной
пунктирной линии).
Специальные исследования, выполненные ранее [13], и ана-
лиз кривых на рис. 2.25 показывают, что при том уровне дисси-
пации энергии, который имеется в трансмиссии машин и эле-
ментах ее закрепления, точки пересечения кривых | АА4 |тах =
5-1607
129
Рис. 2.24. Кривые <pi(Z), qz(t), ЛГдО). Мт.дм(О при 2ИТ.ДМ=1О8 Н-м и ы —
=20 рад/с
=f(co) для резонансных режимов при Л4т.дм=0 и 2Ит.дм->оо су-
щественно не смещаются. На рис. 2.26 представлены кривые
]А-М|тах= =/(-Мт.дм) для трех характерных типов резонансных
режимов. Один из типов кривых | АЛ4 |max = f(Мг.дм) характери-
зует резонансный режим, соответствующий угловой скорости со =
= 20 рад/с. В этом случае частоты собственных колебаний при
Мт.дм=0 (р2=62,5 рад/с) и Мг.дм>-М*т.дм (р2^63,0 рад/с) почти
совпадают. Минимальному значению |А7Й|тах соответствует зна-
чение момента трения
О^^Мт.дм^^А!*т.дм* К Дру-
гому типу кривых
| A/И | max==f (Мт.дм) ОТНО-
СЯТСЯ резонансные режи-
мы при со=57 рад/с и
со== 142 рад/с. На этих
режимах наименьшее зна-
чение | ДЛ11 max соответст-
вует Мт.дМ>М*т.дм. Для
кривых третьего типа ха-
рактерны резонансные ре-
жимы при w=92 рад/с и
Рис. 2.25. Амплитудно-частот-
ные характеристики системы:
1 ~ при Мтдм=0; 2 — при
^‘т.дм opt™25 Н-м; 3 при Мт_дм==
=75 Н-м; 4 — при М1дм=150НХ
Хм; 5 — при А1Т<ДМ>Л1*1
130
Рис. 2.26. Кривые | A7W|max=f (7Ит.дм) для резонансных режимов
ы=163 рад/с, на которых наименьшему значению | ДЛ41тах соот-
ветствует Л4т.дм = 0.
По кривым на рис. 2.26 устанавливается оптимальное значе-
ние момента Л4Т.ДМ opt в демпфере, обеспечивающее минимальное
значение амплитуд наибольших касательных напряжений в уз-
лах трансмиссии на резонансных режимах в рабочем диапазоне
угловых скоростей коленчатого вала ДВС. Исходя из этого для
упругофрикционного демпфера автомобиля ЗИЛ-164А было при-
нято Л'1т.дМopt = 75 Н-м; при этом |ДЛ4|тах=180 Н-м. Если рабо-
чий диапазон угловых скоростей расширился до со = 20 рад/с, то
следовало бы принять 7Ит.дМopt= 120 Н-м, что соответствовало
увеличению |ДМ|тах до 240 Н-м.
Вычисление по формулам (2.54) энергии, рассеиваемой в дем-
пфере трения и в отдельных диссипирующих элементах системы
(рис. 2.27), позволило построить для различных резонансных ре-
жимов зависимости энергии L,, рассеиваемой тем или иным эле-
ментом трения, от момента трения Л4т.Дм, развиваемого в демп-
фере.
На рис. 2.28 для различных резонансных режимов приве-
дены зависимости рассеиваемой энергии Ет.дм на поверхностях
трения в демпфере от момента трения Л4Т.ДМ. По этим кривым
можно заметить, что оптимальному значению момента трения
Л4т.дМ opt в заданном диапазоне угловых скопостей вращения ва-
ла двигателя (штрихпунктирная линия) не соответствуют мак-
симумы рассеиваемой энергии. Только в том случае, когда вве-
дение упругого элемента мало влияет на собственные частоты
колебаний динамической модели, как это было на резонансном
режиме при со = 20 рад/с (pi = 62,5 рад/с; р2 = 63,0 рад/с), мини-
мум упругого момента |ДЛ4|тах (см. рис. 2.26) на валу сцепления
5* 131
Рис. 2.27. Зависимость энергии, рассеиваемой демпфирующими элементами
системы, от момента Л1т.дм:
а — <а==20 рад/с; б — <а~142 рад/с; е — <а==163 рад/с
близок к максимуму рассеивания энергии LT.HM в демпфере (см.
рис. 2.27, а). Этот частный результат и был положен в основу ме-
тодик расчета момента трения Л4т.дМОрь предлагаемых различ-
ными авторами. Анализ кривых (7) и фг(^), аналогичных при-
веденным на рис. 2.25, показал, что максимумы рассеивания
энергии в демпфере трения Ьт.дмтах (см. рис. 2.28) соответству-
ют режимам движения с длительными относительными останов-
ками поверхностей трения.
Кривые Ат.дм —f (АК.дМ), L] = ^(А/т.дм), 7'3 = /з(Л1.г.дМ) и
= f4(AIT.HM) на рис. 2.27 получены для резонансных режимов, соот-
ветствующих и = 20, 142 и 163 рад/с. Анализ этих кривых показы-
вает, что любое отклонение от оптимального значения ArT.nMopt
(вертикальные штрихпунктирные линии) приводит к повышению
рассеиваемой энергии Lb £3, L4 (пропорциональной квадратам уг-
ловых скоростей) в местах приведения диссипативных сил (см.
рис. 2.22), а следовательно, и к увеличению амплитуд упругих мо-
ментов на отдельных участках трансмиссии машины.
Определенные соотношения между амплитудами возмущаю-
щего момента и момента трения приводят к тому, что в преде-
лах периода колебаний Т осуществляется чередование этапов
относительного скольжения и покоя поверхностей трения. Пове-
дение же системы на каждом этапе определяется ее собствен-
ными динамическими свойствами. Например, если частота воз-
132
Рис. 2.28. Зависимость энергии, рас-
сеиваемой фрикционным демпфером,
от момента треиия в демпфере при
различных резонансных режимах
мущающего момента совпада-
ет с одной из собственных час-
тот системы на одном из эта-
пов движения, то на этом эта-
пе растут колебания системы.
Наличие же второго этапа дви-
жения, на котором частота
возмужающего момента не
совпадает ни с одной из соб-
ственных частот системы, при-
водит к снижению колебаний.
Так ограничиваются амплиту-
ды колебаний упругих момен-
тов в трансмиссии на резонан-
сных режимах. Отсюда следу-
ет, что снижение колебаний в
транмиссиях машин осущест-
вляется не вследствие рассеи-
вания энергии в демпфере, как
это указывалось ранее во мно-
гих работах, а в результате перестройки динамической систе-
мы. Это и есть принципиальное отличие работы упругофрикци-
онного демпфера пружинного типа от резинометаллического и
гидравлического демпферов.
Следует также обратить внимание на то, что при введении
упругофрикционного демпфера в трансмиссию не только умень-
шаются амплитуды колебаний на резонансных режимах, но сни-
жаются и общие потери энергии, ранее затрачиваемые на под-
держание колебаний, и тем самым повышается ее КПД. Расче-
ты показали, что мощность, затрачиваемая ДВС на поддержа-
ние колебаний в трансмиссии трактора Т-150 и системы ее за-
крепления, составила на одном из резонансных режимов 1,9 кВт,
в то время как введение демпфера снизило ее до 0,3 кВт [18].
Для анализа влияния момента предварительного натяга пру-
жин демпфера Мп и момента 7ИВык, при котором происходят уда-
ры об упоры, на протекание резонансных режимов колебаний в
трансмиссии было проведено моделирование на АВМ [24] таких
колебаний, при которых в пределах периода осуществляется пе-
реход с рабочего участка упругой характеристики (штрихпунк-
тирная линия на рис. 1.22) либо на участок кривой в пределах
предварительного поджатия пружин демпфера, либо на участок
кривой после удара об упоры. Расчеты показали, что при пере-
ходе на участок кривой ниже ЛД могут существенно смещаться
133
Рис. 2.29. Упругофрикциониая характе-
ристика демпфера с переменным тре-
нием
резонансные режимы в область
более высоких частот, а при пере-
ходе на участок кривой выше
Л4ВЬ1К несколько смещаются ре-
зонансные режимы в область
более низких частот. Незначи-
тельные повышение моментов Л4П
и снижение момента Мвык не
влияют на эффективность рабо-
ты демпфера, но существенно
снижают его долговечность.
Рассмотренная выше оптими-
зация основных параметров демпфера соответствовала режимам
работы двигателя с полной подачей топлива, т. е. на наиболее
тяжелых режимах, когда гармонические моменты от газовых
сил имеют наибольшие значения. Такая оптимизация наруша-
ется при работе двигателя на частичных скоростных характе-
ристиках, так как гармонические моменты газовых сил двига-
теля уменьшаются, а выбранное значение момента трения в
демпфере остается неизменным. Чтобы сохранить принятое ус-
ловие оптимизации момента трения в демпфере на частичных
характеристиках двигателя, на которых изменяются гармониче-
ские моменты от газовых сил, следует изменить и момент тре-
ния в демпфере.
Проведенные исследования [18] показали, что принятое ра-
нее условие оптимизации может быть выполнено упругофрикци-
онным демпфером, у которого момент трения пропорционален
среднему моменту, передаваемому через него (рис. 2.29). Для
обеспечения такой характеристики трения в устройство, осущест-
вляющее прижатие поверхностей трения, вводятся фасонные
скошенные шайбы.
При торможении машины неотключенным двигателем жест-
кость демпфера сдм и момент трения А4Т.ДМ, оптимальные на ос-
новном нагрузочном режиме работы ДВС, обычно оказываются
не оптимальными и могут, наоборот, способствовать развитию ко-
лебаний в трансмиссии. Необходимо специально выбирать па-
раметры демпфера для этих режимов, как и для основных ра-
бочих режимов работы ДВС. Это делается для высококомфорта-
бельных легковых автомобилей (см. характеристики на рис.
1.23).
1.5. ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МАШИН С ФС
В основе выбора моделей для расчетов динамических про-
цессов в ФС лежат два противоречивых требования: максималь-
ная достоверность описания исследуемых явлений и минималь-
ная сложность модели. Первое требование обеспечивается в ре-
зультате анализа известных расчетных и экспериментальных ис-
следований, а также дополнительными целенаправленными ис-
следованиями рассматриваемого объекта. Для обеспечения вто-
рого требования расчетные модели упрощаются на основании
анализа парциальных систем [3] с последующей идентификацией
на основе экспериментальных данных.
Разработка динамических моделей, предназначенных для рас-
четов процессов, вызванных включением ФС, шла по двум на-
правлениям: 1) моделирование и расчет процессов буксования
ФС, которые определяют его долговечность; 2) моделирование и
расчет динамических процессов в трансмиссии, которые харак-
теризуют качество функционирования ФС и определяют долго-
вечность трансмиссии.
Создание динамических моделей для расчетов процессов
буксования ФС началось с модели, показанной на рис. 2.30. Ма-
шина и ее узлы представлялись абсолютно твердыми телами,
на которые накладывались фрикционные связи, блокирующие
относительное движение масс. Основные трудности в решении
уравнений движения масс и /п в такой модели связаны с за-
конами изменения предельных моментов Мт в процессе буксова-
ния, законами изменения момента двигателя Мя и момента со-
противления Мс. Законы изменения моментов трения определя-
ются усилиями, прижимающими поверхности трения N, и фрик-
ционными характеристиками пар трения. Эта модель была по-
ложена в основу расчетов процессов буксования ФС и работы
трения (буксования) в исследованиях Е. А. Чудакова, Г. С. Виль-
нера, Ю. П. Кирдяшева, В. Э. Малаховского и др.
Первые динамические модели для исследования поступатель-
ного движения ведомого и нажимного дисков при резком вклю-
чении ФС были построены П. П. Лукиным и И. С. Луневым.
И. С. Цитович предложил модель, учитывающую буксование
ФС и ведущих колес, а также поступательное движение дисков
ФС. Учет податливости трансмиссии в этой модели позволил
вычислить низкочастотные колебания трансмиссии. Сопоставле-
ние этих колебаний с высокочастотными продольными колеба-
Рис. 2.30. Простейшая динамическая мо-
дель, используемая для расчетов процес-
сов буксования
135
ниями дисков ФС позволило И. С. Цитовичу сделать заключе-
ние об отсутствии связи между продольными колебаниями дис-
ков ФС и угловыми колебаниями трансмиссии. Это положение
долгое время определяло развитие моделей для исследования
динамических процессов в сцеплении.
В последующих работах Д. И. Громов, О. Б. Слуцкая,
Н. Л. Островерхое, Л. И. Штейнвольф, А. А. Грунауэр, Р. К. Ва-
фин, С. А. Лапшин, Ю. Г. Стефанович, Е. А. Зельцер и др. ис-
пользовали различные цепные модели для исследования дина-
мических процессов в трансмиссиях машин при включении ФС.
В этих работах авторы задавались различными законами изме-
нения предельного момента трения на поверхностях дисков ФС.
В. М. Семенов обратил внимание на необходимость учитывать
при расчетах динамических процессов в моделях реактивных свя-
зи трансмиссии с корпусом машины.
Разработанные на основе этих моделей методы расчетов ди-
намических процессов позволяли оценивать лишь явления в це-
лом. Они не обладали высокой точностью.
Исследование динамических процессов в сложных системах
стало возможным на АВМ и ЭВМ с использованием методов
электрического и математического моделирования. Очень перс-
пективным оказалось использование математического моделиро-
вания динамических процессов с применением численных мето-
дов интегрирования.
Работа ФС тяговых и транспортных машин характеризуется
повторными включениями и выключениями, чередующимися с
паузами. При выключенном сцеплении между ведущими и ве-
домыми частями существует некоторый зазор, обеспечивающий
чистоту выключения ФС. Нажимной диск удерживается в состо-
янии равновесия силой, которая приложена оператором к педа-
ли механизма выключения. При уменьшении этой силы нажим-
ной диск — ведущая часть ФС — перемещается под действием на-
жимных пружин и прижимает ведомый диск — ведомую часть
ФС — к привалочной поверхности маховика двигателя. Предель-
ный момент трения Мт.п является функцией перемещения нажим-
ного диска в осевом направлении, коэффициента трения и радиу-
са трения. Во время буксования момент, передаваемый ФС, мо-
жет быть равен или не равен предельному моменту ФС. С наи-
большей скоростью предельный момент трения изменяется при
резком включении ФС. В этом случае ведущие части наталки-
ваются на ведомые с большими скоростями. В результате на по-
верхностях трения возникают значительные динамические уси-
лия.
Как показывает анализ динамических процессов в трансмис-
сии, от продольных перемещений дисков при включении ФС за-
висит передаваемый им момент. Момент двигателя, передавае-
мый на трансмиссию, и предельный момент трения определяют
136
два возможных режима движения ведущих и ведомых частей: их
относительное проскальзывание, если момент, передаваемый на
трансмиссию, равен предельному моменту трения ФС; или их от-
носительный покой, если момент, передаваемый на трансмиссию,
меньше предельного момента трения.
Записи крутящего момента на валах ФС, полученных при
включении ФС автомобилей и тракторов (рис. 2.33, 2.34, 2.56,
2.58, 2.59), показали, что наряду с низкочастотными крутильными
колебаниями возникают высокочастотные, частоты которых соиз-
меримы с собственными частотами продольных колебаний дис-
ков ФС. Это послужило повопим для разработки более совершен-
ных динамических моделей ФС.
Характер колебательного процесса при включении ФС зави-
сит от упругоинерционных характеристик трансмиссии, а также
колес, подвески, корпуса машины и от внешних сил сопротивле-
ний. Силы, вызывающие движение машины, создаются двигате-
лем. Колеса машины с грунтом имеют неудерживаемую связь, ко-
торая в определенных условиях может нарушаться, что оказывает
влияние на поведение механической системы машины. Таким об-
разом, двигатель, ФС, трансмиссия, движитель, машина, рабочее
орудие составляют единую динамическую систему, которую необ-
ходимо рассматривать при построении расчетной модели для ис-
следования динамических процессов в ФС. Рассмотрим построе-
ние такой модели для колесного трактора Т-40 [37, 39].
Предельный момент трения определяется динамическими па-
раметрами поступательно движущихся элементов ФС и его при-
вода. Привод ФС трактора Т-40 (рис. 1.37) может быть пред-
ставлен динамической моделью (рис. 2.31, а) с двумя степе-
нями свободы: масса привода приводится частично к выжимному
подшипнику, а частично — к оси вращения педали. Между мас-
сами существует упругая связь. Сила трения в приводе может счи-
таться постоянной по значению и зависимой от знака скорости
движения массы, приведенной к оси педали привода ФС. Нажим-
ной и ведомый диски при продольных колебаниях испытывают со-
противления: упругие, значение которых зависит от жесткости
ведомого диска в осевом направлении и жесткости нажимных
пружин, и неупругие — диссипационные, которые пропорциональ-
ны скорости движения (конструкционное демпфирование, внут-
реннее трение в материале накладок ФС). Корпус ФС в осевом
направлении можно считать абсолютно жестким.
При моделировании включения ФС целесообразно рассматри-
вать две модели: для расчета продольных колебаний дисков ФС
(рис. 2.31, а) и для расчета угловых колебаний дисков ФС, эле-
ментов трансмиссии, двигателя и поступательно движущейся
массы машины (рис. 2.31, б). В этих моделях предполагается, что
ведущие и ведомые диски ФС соосны. В основе второй модели ле-
жит кинематическая схема трансмиссии трактора. Обе расчетные
137
Рис. 2.31. Динамические модели для расчетов:
а — продольных колебаний дисков сцепления и его привода; б — крутильных коле-
баний дисков сцепления и трансмиссии; в ♦— колебаний трактора на системе подрес-
сориваиия
модели связаны между собой. Связь между продольными и угло-
выми перемещениями дисков ФС определяется зависимостями:
крутящего момента, передавамого ФС, от предельного момента
трения; силы сопротивления перемещению ведомого диска по
шлицам вала ФС и нажимного диска по направляющим шпон-
кам — от передаваемого крутящего момента.
Трансмиссия через элементы конечной передачи взаимодей-
ствует с корпусом машины. Модель, представленная на рис.
2.31, в, предназначена для расчетов колебаний корпуса трактора
и системы его подрессоривания в продольно-вертикальной плос-
кости.
138
Расчетные динамические модели (рис. 2.31) являются дис-
кретными на основании предположения, что валы и другие уп-
ругие элементы системы обладают только упругими свойствами,
т. е. их инерционными характеристиками пренебрегают; осталь-
ные массивные элементы системы являются абсолютно жестки-
ми, т. е. учитываются только их инерционные характеристики.
При составлении первой модели (рис. 2.31, а) маховик, на-
жимной диск и звенья между шарикоподшипником и нажимным
диском, кроме отжимных рычагов, считаются жесткими; силы
трения в шарнирах привода ФС и втулках между нажимным дис-
ком и муфтой подшипника выключения сцепления входят как
постоянная добавка к силам сопротивления перемещению на-
жимного диска Ft.h>k, внутреннее трение в материале накладок
и конструкционное демпфирование на каждой поверхности трения
оцениваются силами, пропорциональными скорости относитель-
ного перемещения соприкасающихся частей (силы вязкого тре-
ния); поверхности трения дисков в процессе включения оста-
ются нормальными к оси вала ФС; при передаче крутящего мо-
мента от ведущей части к ведомой силы сопротивления переме-
щению нажимного и ведомого дисков, а также сила сопротивле-
ния в приводе ФС — силы трения; силы неупругого сопротивле-
ния в трансмиссии и системе подрессоривания пропорциональны
относительным (или абсолютным) скоростям перемещения от-
дельных звеньев системы.
В расчетной модели на рис. 2.31, а приняты следующие обо-
значения:
тБ-—масса ведомого диска без ступицы; тСт — масса ступи-
цы ведомого диска; mHJK'—масса ведущего (нажимного) диска;
fflnpi — масса привода сцепления, приведенная к оси педали;
т!11>2— масса привода, приведенная к муфте ФС;
снж— суммарная жесткость нажимных пружин; с — жест-
кость отжимных рычагов; спр— жесткость элементов привода
ФС; Сот — жесткость пружин, удерживающих отжимные рыча-
ги; су — жесткость упора выжимного подшипника; с0С — изгиб-
ная жесткость основания ведомого диска; св03 — жесткость пру-
жины возврата педали;
/в1 и fB2—-нелинейные упругие характеристики ведомого дис-
ка (см. рис. 2.8);
ЬБ1, Ьб2 — коэффициенты, характеризующие диссипацию энер-
гии в правой и левой фрикционных накладках ведомого диска;
Ьу—-коэффициент демпфирования упора;
Ft.ct и Ft.hh< — силы трения, препятствующие перемещению
ступицы ведомого диска и нажимного диска; FT.nP— суммарная
сила трения в приводе ФС;
ол/оъ — передаточное отношение отжимных рычагов; и — пе-
редаточное отношение привода ФС;
Дь Дг, Ду — зазоры;
139
Хпж 0, Zot 0, Znp 10, Znp 20 — координаты, определяющие предвари-
тельное поджатие упругих элементов ФС; zH)K, zB, zCT, znpi, Zrrp2—
обобщенные координаты системы;
Рп — усилие на педали.
Динамическая модель ФС, характеризующая его движение в
угловом направлении, представлена на рис. 2.31, б. Здесь /д— мо-
мент инерции вращающихся частей двигателя, маховика и ФС
без нажимного диска; /Нж— момент инерции нажимного диска;
/в — момент инерции ведомого диска; сь и с2, Ь2 — угловые
жесткости и коэффициенты, характеризующие диссипацию энер-
гии в правой и левой фрикционных накладках и элементах их
крепления к основанию ведомого диска; cvWK и Ь(,Нж— угловая
жесткость и коэффициент, характеризующий диссипацию энер-
гии в креплении нажимного диска к маховику; Ьа-—коэффици-
ент, характеризующий диссипацию энергии в двигателе; сдм и
Мт пм — угловая жесткость и момент трения в пружинном упру-
гофрикционном демпфере; сВЛ1— жесткость вала ФС; <рд, фнж,
фв, фст — обобщенные координаты вращающихся частей ФС; cpi
и <р2 j—координаты, определяющие положение поверхностей тре-
ния фрикционных накладок; 7WTi и Л4т2—предельные моменты
трения, передаваемые первой и второй поверхностями ведомого
диска.
На рис. 2.31, б представлена также модель коробки передач,
главной передачи, дифференциала и бортовой передачи. Обо-
значено: /ки1, Лн1,...,Л2, Лил—моменты инерции
конических и цилиндрических ведущих и ведомых (со звездоч-
кой) зубчатых колес (индексы пил означают правый и левый
борт трактора);
Cai, С34 п, с34 л, 6з1, 6ц4п, ЬЦ4 л — соответственно жестко-
сти зацепления и коэффициенты, характеризующие диссипацию
энергии в зацеплениях и опорах валов;
Фкн1... — угловые координаты, определяющие положение ве-
дущих и ведомых зубчатых колес; <рДф.п, ФДф.л — угловые коорди-
наты зубчатых колес дифференциала;
/т.п, /т.п и фт.п, фт.л — моменты инерции барабанов тормозов
и координаты, определяющие их положение; /к.п и /к.л — момен-
ты инерции задних колес в сборе с шинами;
Сдг.з <рп, Сш.з<рл, Ьш.зфп, Ьш.зфл — угловые жесткости задних шин
и коэффициенты, характеризующие диссипацию энергии в ши-
нах;
фк.л? фк.п, фкт.Л1 фкт.п — угловые координаты, определяющие
положение осей колес и поверхности контакта шины с опорной
поверхностью при буксовании.
Параметры фкн1, •••, фдф.п, фдф.л, фт.п, фт.л, фк.л, фк.п и &31,
6ц4п, 6ц4л, 6ш.3фп, Ьш.ЗфЛ на рисунке не обозначены.
Остальными параметрами модели являются:
140
ттр и zTp —масса трактора и координата, определяющая его
положение в горизонтальной плоскости;
Рс-—сила сопротивления движению машины; Рк₽ —сила на
крюке.
На рис. 2.31, в обозначено:
ттр и Утр — масса и момент инерции подрессоренного корпу-
са трактора; mi — масса передней оси;
сп.п у, bп.п у — жесткость и коэффициент, характеризующий дис-
сипацию в передней подвеске; сш.пу, Ьш,пу и Сш.зр, Ьш.зу—жестко-
сти и коэффициенты, характеризующие диссипацию энергии в
передних и задних шинах;
/1 и h — расстояния от передней и задней осей до центра тя-
жести трактора;
1/тр, 0Тр, У\ — обобщенные кординаты модели.
Дифференциальные уравнения движения элементов этих мо-
делей являются математической моделью динамических процес-
сов, происходящих при включении ФС. В процессе включения
сцепления меняется структура модели. Уравнения движения бы-
ли составлены по принципу Даламбера.
При записи уравнений, описывающих продольные колебания
дисков сцепления и его привода (см. рис. 2.31, а), за начало от-
счета было принято положение дисков при выключенном ФС, что
придало уравнениям наиболее простой вид:
Ч~ СП₽ (^ПР1 Т воз^пр! Ч” ^Т.ПР Sgn Znpl
— Cioa'^'nplO ^41’
^'np2^'np2 «Спр (Znpl ^^прг) Ч”8!^" (^пр2 ' ~ ) -4-
а1 /
Ч~8у [су (^пр2 “Г^у^прг! ==0,
^нж^нж ’ 81 (^ир2 ^иж J Ч"82^ог (^отО Ч'^'нж) Ч" j ,п
at \ а> / } (2,55)
Ч” 83 [/в! (^нж ' ^1 ^в) "4" ^в1 (2аж ^)] Ч-
Т^Т.НЖ Sgfi ^нж Ч~ ^нж^нж СщАжО'
^в^в 83 1/в1 (^нж ~ ^1 *в) Ч"^В1 (^аж ~ «в)] Ч*
Ч- 841/в2 (^в — Аг) Ч- W + Сс.с (zB — zct) + b„ (zB-z„)=0;
77ZctZct Cqc &oc (^b ^ст) 4 -^tct
В системе дифференциальных уравнений (2.55) управление
переменностью их структуры осуществляется функциями б<, ко-
торые подчиняются следующим условиям:
141
81 — 1 При Zlip2 2НЖ 6, а1 0 при z„p2 — — гнж>0; ai (2.56)
82 = | 1 при 4ж>0, ( 0 при гнж <4 0; (2.57)
83 = 1 1 при гв<гнж—Д1, 1 0 при гв>гнж —Дь (2.58)
84 = ( 1прИ2-в>Д2, [ 0 при zB< Д2; (2.59)
8у = | 1 при гпр2>Ду, | 0 при znp2 < Ду. (2.60)
Функции 8i позволяют в компактной форме записывать весь
процесс смыкания и колебаний дисков ФС. Например, функция
бз указывает на отсутствие (если 63 = 1) или наличие (если бз = 0)
зазора между нажимным и ведомым дисками, а 64 — н-а наличие
(если 64 = 0) или отсутствие (64=1) зазора между ведомым дис-
ком и маховиком двигателя. Функция 62 определяет наличие свя-
зи нажимного диска с приводом сцепления. Она позволяет опи-
сать движение нажимного диска вместе с приводом или без него.
Угловые колебания в ФС (см. рис. 2.31, б) при сдм->оо (<рст =
= (рв) описываются следующими уравнениями:
(?д — ¥нж) - ^нж (к- Тнж) + 8486/И.г2 sgn (?д — %) 4-
+ 8485 кг (?Д — Дс?г — ?в) + *г (?д - ?в)] + £л¥д=Л^д, (2.61)
где Д%=8486 (?д — <р2);
ЛжТнж “ (Тд “ ¥нж) — Ьфнж (Тд — ¥нж) + 8388ЛГТ1 sgn (?нж — ?1) +
+ 8387 к1 (Ч>„ж— Д<Р1 — <рв)+bi (<рнж — <рв)] =0, (2.62)
где Дч>1 = 8388(т„ж —?i);
8388 ki (Vi — <рв) -Hi (Vi — <РВ) — AfTi sgn (?Н)К — ^)]=0; (2.63)
8486 (% + Тв) + Ь2 (<р2 — <рв) — М,2 sgn (фд — ?2)]=0; (2.64)
Л?в — 8388 [с 1 (?i — <РВ) 4А (Ti — <РВ) — 8486 кг (?г ~ (<Рг ~ <?«)] ~
- 8387 к1 (Тнж - ДТ1 - Тв) + bi (<РНЖ — <рв)1 —
- 8485 кг (Тд — Д?г “ Тв)+Ь2 (<РД — Т в)]+сВЛ1 (<Рв — ?ки1)=0. (2.65)
142
Момент двигателя Мя в правой части уравнения (2.61) опи-
сывается формулой (2.8).
Структурой уравнений (2.61) ... (2.65) управляют функции б,-,
которые подчиняются следующим условиям:
' 1 0 при при м2< С >Мг2; ?2>0; (2.66)
^6— 0 1 при при Л12< М2^ С ^т2! > Л1т2; ?д— (2.67)
87=:. 1 о при при Мг< ?Нж ~ > 0; (2.68)
й8 = . 0 1 при при Mt< С MTf, >МТ1; г-Рнж~Т1>0, (2.69)
где — с9нж(фд —ч>нж) — — ?нж); (2.70)
-М2 + ^нж (Тд - Тюк)4Анж (?Д - Тнж) +^д?д - Л1Д. (2.71)
Дифференциальные уравнения (2.61) ... (2.65) посредством
условий (2.66) ... (2.69) описывают возможные относительные уг-
ловые движения поверхностей трения ФС в процессе его включе-
ния. Так, если между двумя поверхностями трения имеется за-
зор (63=64 = 0), то колебания рассматриваемой системы описы-
ваются уравнениями (2.61), (2.62). Когда ведомый диск нахо-
дится в контакте только с нажимным диском и ФС буксует, то
движение описывается уравнениями (2.61) ... (2.65); если ФС не
буксует, то (2.61), (2.62), (2.65). В то время как ведомый диск на-
ходится в контакте, взаимосвязь продольных и угловых колеба-
ний дисков ФС осуществляется через фрикционное взаимодей-
ствие поверхностей трения.
Фрикционная связь угловых колебаний с продольными коле-
баниями дисков ФС осуществляется посредством предельных
моментов трения, возникающих под действием нормальных на-
грузок на поверхностях трения. Эта связь описывается зависи-
мостями:
=/т 1Л1 (£нж — Д1 — zB) + — 2гв)] (2.72)
-^т2---/т 1Л1 (Zb~~ ^2) 4~^в22в]
(2.73)
где fr — коэффициент трения, описываемый зависимостью, ап-
проксимирующей кривую (см. рис. 2.11, а); 7?т — радиус трения
фрикционных накладок, определяемый по формуле (2.2).
143
Фрикционные связи продольных колебаний с угловыми ко-
лебаниями дисков осуществляются в результате нагружения мо-
ментами шлицевого соединения между ступицей ведомого диска
и валом ФС и шпоночного соединения между нажимным дис-
ком и корпусом ФС. Эти связи описываются функциями:
Т^-г.иж== f1 [^(Рнж СРд ^Рнж) +*Тнж (Тд 91+] > (2.74)
Л.ст=/2квл1<?в- <Ркп1)].
(2.75)
Дифференциальные уравнения движения зубчатых колес ко-
робки передач:
*^кн19кн1 ^вл1 <9в 9ки1) + С31
?КН1
*
^кнХ
*^кн1
, , / ' гкн1 * * I л.
+ *з1 I 9кн1 ?КН1 I —о,
\ ^кв! /
* •• * ^кн1 । ^khI * I f / * \
*7кн1 ?КН1 — С31 --------- I ?кн1----------®кн! I +Св12 (?кн1 ~ ?ц2/
*^кн1 \ *^кн1 /
1 ^khI | • ^KHl '* \ л.
--- + 1 I ?кн1 9кн1 I —О,
^кн! \ *^кн1 /
•7ц2?ц2 — Свл2 (?кн 1 — ?ц2) + Сз2 I ?ц2 — ~~~?u2 ) +
\ гц2 /
+ *з2 ?ц2--— '^2 1=0;
\ ^-ц2 /
♦ ♦ *^п2 I ^112 * \ *
<Рц2 — Cj2-I ?ц2----- ^112 I + ^влЗ (?ц2 — ?цз)
*^п2 \ *£ц2 /
-*32-^(?u2—Й2)+*Д2Й2 = 0;
гЦ2 \ гп2 /
?цЗ — ~ / 4"
^ЦЗ /
(* \
?цз ~ ?цз I =0.
*^цЗ /
(2.76)
I
В системе дифференциальных уравнений (2.76): zKHi, z*khi,
2ц2, £*ц2, 2ц3, х*цз —числа зубьев зубчатых колес коробки пере-
дач и венца зубчатого колеса дифференциала.
144
Моменты инерции конических зубчатых колес дифференциа-
ла малы по сравнению с моментами инерции корпуса диффе-
ренциала /цз и тормозных барабанов 7т.п, /т.л, поэтому ими мож-
но пренебречь. При составлении уравнений связи используется
кинематическое соотношение
¥цз—С'?Лф.л+?дф.п)/2, (2.77)
справедливое для симметричных дифференциалов, и условие ра-
венства момента на выходе из дифференциала
("Рдф.П ^Рзл.Г.и) ^вл4л (<?дф.л ’ ?ЗД.Т.л)’ (2.78)
Решая совместно уравнения (2.77) и (2.78), получим
2?пз ?т.л + (свл4п/св 4л) 'гт.п
<Рдф.,=-------——-----------г-------; (2.79)
* 4~ (^вл4п/^вл4л)
. 2 (Свл4п/£в14п) иЗ + ?т.л (^вп4и/^в14э) ?т«п /п
?*’ =----------------i+(7„^.Z>----------------' <2-80)
,» "• *цЗ (
JцЗ^цЗ сз3 I 4^1X3
*цз \
С учетом выражений (2.79) и (2.80) получено уравнение дви-
жения корпуса дифференциала
*
*цЗ »
----?цЗ
*цз "
Г гг7^7---------7 [2/цз-(Тг.п+?г.л)] +
1 г (свл4п/^вл4л)
+ *зз —(?цз—¥*цз) + М«з-0.
*113 \ *цЗ /
(2.81)
Рассмотрим совместные колебания трансмиссии и корпуса.
При трогании трактора с места, на начальном этапе, шины ко-
лес неподвижно связаны с грунтом до тех пор, пока не будут
преодолены силы Рс сопротивления движению трактора и нагруз-
ки РКр на крюке. На этом этапе возрастание момента на валу
ФС приводит к повороту корпуса трактора как жесткого целого
вокруг оси ведомого колеса конечной передачи (рис. 2.32, а). По
окончании этого этапа момент в трансмиссии упадет, угол пово-
рота корпуса и момента на валу ФС еще некоторое время будут
продолжаться.
Момент инерции зубчатых колес гц4 значительно меньше мо-
мента ведомых зубчатых колес г*ц4 бортовой передачи. Это поз-
воляет исключить из рассмотрения координаты (рц4п и <рц4л, а
жесткости зацеплений сз4п и сз4л включить в приведенные жест-
кости валов свл4п и сВЛ4Л. При этих условиях из плана скоростей
(рис. 2.32. б) следует, что при повороте корпуса трактора
<?Ц4=(1 + г*4/гц4) 0Т., — (£цЧ /гц4) ?ц4-
С учетом этого обстоятельства дифференциальные уравнения
движения конечных передач, колес и трактора в горизонтальном
направлении таковы:
145
*^т.л<Рт.л
^вл4п^в-4л
^вл4п ”Ь ^вл4л
[2?цЗ (?Т.П + ?Т.лЯ +
4~ ^вл4л
<Рвл4л 1
*
гц4
гц4
С?ц4л
1
_Н1
гц4
0тр — 0;
Л.А.н-----------С-пт4'^14я [2^3 - (?г.п+?f J] +
^вл4п 4* ^вл4л
гн4
~Г СвлБп «Рт.ч 4--------- ?ц4п — ( 1 4
гц4 \ 2'ц4
6 гр
=0;
г* '* I _ -гц4 . ^114 * I 1 . ^ц4
•» ц4л 'Рв4л 4“ Свл5л -------- f г.л 4------------?и4л — I * 4--------------
2’ц4 \ ^п4 <
6тр 4“
4" £*вл6л (?ц4л ?кл.л) 4“ ^и4л т’ц4л — 0;
Г* ™ I л ц4 ™ I ц4 1 ! ц4 С !
^ц4л ?ц4п + Свл5п 'Рг.пН ?ц4п ™ I 1 -----------------------------I DTp ~f
<г’ц4 \ гц4 / J
4~ Свл6п (?п.4п — ?Кл.п) + ^ц4п?ц4п = 0;
*^КЛ.Л^КЛ.Л ^ВЛбл(СРп4л Ткл.л) -р ш.з?л (’т’кл.л Ткт.л) 4"
4~ ^Ш.З?Л (Ткл^л Ткт.л) = 0»
•^кл.нТкл.п ^вябп (Тп.4п Ткл.п) "г ^ш,з?п (^Ркл.п ~~ Ткт.л) 4™
(2.82)
+ ^Ш.З«Рп(?КЛ.П Ткт.п)"~~О’
тг Др - 8э {-“-зУл Г?кл.л - — (г.^ - Дгл)14~
I гк L >"к J
4-^(тКл.л -^4-s10 (-^рРкл.п-- АР-Д^П)]4-
4- (?кл.п — 7~ “ 8ц^^жт.л Sgn (ч>кт,л-^)_
'К \ 'к// \ 'к/
‘ ^12^т.кт.п I ?кт,ц j = Ркр 4™ ^с’
где Дгл(zTP — rK<f>KTJ;
Д^-П ®12 (А? ^К?8тл) >
I^-Ш.ЗТл ('Ркл.л Ткт.л) 4*^1113?Л X
X ('Ркл.л ~ ?кт.л) ^т.кт.л Тктл
146
^12 Р'Ш.З'Рп (*?КЛ.П Тк'Г.п) + ^ш.з?п ('РкЛ.П ?КТ.п)]
*'ИГ.КТ.„ Sgn (?кт.п- Гк£гр) = 0;
(2.82)
Дгл, Azn — перемещения, накопленные в результате проскальзы-
вания левых и правых колес к концу процессов их буксования;
гк — радиус качения ведущего колеса.
Система уравнений (2.82) предусматривает возможность су-
ществования режимов качения и буксования ведущих колес трак-
тора. Режим качения задних колес определяется условиями:
8
1 при 7ИШ.3.Л<7ИТ.КТ.Л;
I А4Ш.3.Л =А4т.Кт.л>
О при
1?кт.л — ггр/гк •# 0;
1 При Жш.3.п ^т.кт.п)
(м =м
I ^ГЛШ.З.П 1 4 Т.К Т.П’
0 При < .
Икт.п—ZrpM#0.
(2.83)
(2.84)
Буксование колес определяется условиями:
Рис. 2.32. Схема поворота корпуса трактора на начальном этапе трогания с
места
147
О при 7Иш,3.л<<.кт.л.
8
1
при
( м —М
I 2к1Т.КТ.Л’
I ?кт.л ’ гтр/Гкт^0;
(2.85)
о При 7ИШ.3.П<МГ.КТ.П;
8
{м =/и
/Г1Ш.З.П T.KT.tn
-Ткт.п — гтр/гк#0,
(2.86)
где
^ш.з.л -“^ш.з'-рп (Ткл.л Ч'кт.л) "Г^ш.з<Рл (’Ркл.л 1?кт.л)>
~^ш.зфп ('Ркл.л ¥кт.л) “Ь ^ш.з?п ('Ркл.п ^Ркт.п)"
Дифференциальные уравнения колебания корпуса и системы
подрессоривания трактора (см. рис. 2.31, в) имеют вид:
(®трЛ — У4"Утр)_Ь2&ш.з(,/2(®тр^2 £/тр) = 0; (2.87)
от срУтР4"2с п.п{/ (г/тр— У1-4-710.гр)-4-2сш.зу (УтР ~40.,р)4~
4~2^п.п{/ (Утр — У14“ Мгр) Д- 2УШ.3{/ (Угр 4®тр)—0; (2.88)
от^ 2сп.п{/ (У1 ^1®тр ' У тр)+2{?п.п у (У1 ^1®тр У гр) 4“
+ 2сш.пг/у1 + 2Уш.пуу=0. (2.89)
Параметры динамической модели (рис. 2.31) были определе-
ны расчетным и экспериментальным путем. Ниже приведены па-
раметры динамической модели (см. рис. 2.31, а):
Масса, кг:
тв............................. 1,46
t/lcT 1,36
Щнж • • 5,25'
Шпрр • • 2,06
?^прг...................... 1,42
Жесткость, кН/м:
Сое......................... 16600,0
Снж......................... 294,3
Сот......................... 294,3
с.......................... 29430,0
су........................ 1943,1
Своз.......................39,24
Спр......................... 392,4
Начальные смещения, м:
^нжо • 0,026
148
Znpi........................
ZotO........................
Зазор, м:
Д1..........................
Да..........................
Ду..........................
0,025
0,001
0,001
0,001
0,008
01, м......................0,016
«2, м......................0,067
и............................ 2
Л.пр, Н......................196,2
by, кН-с/м................... 294,3
Параметры динамической модели,
2.31, б, следующие:
представленной на рис.
Жесткость, кН-м/рад:
С1..............................
с2............................
НЖ.........................
Свл1..........................
Сз1...........................
Свл2(1) ....................
Свл2 (2)......................
Свл2 (3)......................
Свл2(4) ......................
Свл2(5).......................
Свл2(6) .....................
С32(1)........................
Сзг(2)........................
Сз2(3) .......................
Сзг(4)........................
Сзг(5)........................
Сз2(6)........................
СвлЗ..........................
СзЗ...........................
Свл4..........................
392,4
392,4
20,9
10,3
451,26
2,18
2,0
2,0
2,16
2,4
2,06
62,78
13,73
2,30
6,86
10,3
28,93
24,52
298,2
196,2
Снл4п ............................. 78,9
Свлбп, Свл5л...................... 225,6
С34п, Сз4л.........................912,3
Свлбп, Свлбп..................... 3851,7
Сшз4Тп> СшзТл • •
Момент инерции, кг-м2:
7 НЖ
/в .
7|<Н1
у»
J КН1
7 Ц2
г» „
У Ц2
7 цз
7*цЗ
7 т.п, 7 т.л
7*ц4п, 7*ц4л
7кл.п, 7кл.л
ттр, кг . .
Гк, м . . .
111,8
1,042
0,076
0,019
0,00294
0,00745
0,00745
0,01608
0,01608
0,17265
0,05720
0,22660
44,145
2650,0
0,72
Примечание. В скобках при свл2 и с32 указывается передача.
Ниже даны параметры динамической модели, показанной на
рис. 2.31, в:
m*it, кг........................ 2450
mi, кг........................... 200
7тр, кг-м2 ..................... 2550
Жесткость, кН/м:
с1ш. з у..................... 294,3
cz/hj,3 у.............. 232
с"'ш.3 у....................343
Сш.п у...................... 257,5
Гп.п у........................196,2
Zi, м.......................... 1,525
/2, м.........................0,63
Примечание. В скобках при свл2 и сзг указывается передача.
с'ш.з у — при давлении в шине 78,5 кПа; с"ш.з у — при давлении 88,2 кПа;
с"'ш.зу — при давлении 95,1 ...157 кПа.
Упругие нелинейные характеристики ведомых дисков с раз-
личными способами закрепления фрикционных накладок, имею-
щих номинальную площадь Аа = 486 см2, были представлены на
рис. 2.8.
По методике, изложенной в подразд. 2.2, определены коэф-
фициенты bEl и Ье2, характеризующие диссипацию энергии при
нагружении фрикционных накладок в нормальном направлении
(&в1 = Ьв2=32,4 кН-с/м). Ввиду незначительности деформаций
фрикционных накладок в касательном направлении диссипация
энергии в них мала по сравнению с остальными элементами мо-
дели (рис. 2.31, б). Было принято bi = b2^0.
149
Диссипация энергии в трансмиссии оказывает несуществен-
ное влияние на качественные и количественные характеристики
переходных процессов, поэтому значения коэффициентов, харак-
теризующих диссипацию энергии, принимались близкими значе-
ниям, полученным для трансмиссий других тракторов, т. е. bi=
= Ьц= 1,5...6,5 Н-м-с/рад.
Маховик и нажимной диск ФС изготовлены из чугуна СЧ 21;
фрикционные накладки ведомого диска сцепления — из асбо-
фрикционного материала НСФ-2. Физико-механические характе-
ристики этих пар трения приведены в табл. 2.7, а фрикционные
характеристики были изображены на рис. 2.11.
2.7. Физико-механические характеристики материалов пар трения
Параметр
Материалы пар трения
НСФ-2 СЧ 21
Теплопроводность X, Вт/(м-°С)
Удельная теплоемкость ст, Дж/(кг-°C)
Плотность р, кг/м3
Твердость НВ
Радиус закругления микронеровностей г, м
Высота микронеровностей h, м
Параметры кривой опорной поверхности fcoi и
V, м
0,7 51
1000 550
1800 1000
200 .—.
.—. 0,8-10-4
— 1,38-10-6
— 1,4
Ija тракторе Т-40 установлен дизель Д37-Е, имеющий <вд.х=
= 180 рад/с и /Ид.н=200 Н-м; центробежный регулятор подачи
топлива имеет следующие параметры: 7'г=1,3 с; Гк = 0,0218 с;
бг=0,1.
Для анализа динамической совместимости моделей, приве-
денных на рис. 2.31, а, б, в, рассчитывались собственные часто-
ты колебаний подсистем.
Оценочные расчеты низшей собственной частоты продольных
колебаний дисков сцепления при движении вместе с приводом
составили р = 40... 50 Гц; после отрыва привода ФС от нажим-
ных рычагов частота увеличилась и стала р= 140 ... 180 Гц (в за-
висимости от жесткости закрепления фрикционных накладок).
Собственные частоты колебаний (в Гц) трансмиссии и систе-
мы подрессоривания модели трактора (рис. 2.31, б, в), вычислен-
ные для движения трактора на 5-й передаче, приведены ниже.
Ро........................ 0
Pi........................1,22
р2.......................2,36
Рз.......................4,06
р4........................15,3
рз.......................39,5
ре.......................87,4
р?.......................144,7
р8......................179,3
р9......................187,9
рю......................287,7
рп..................... 339,6
р12.....................419,1
Р1з......................523
рн.....................551
pis.................... 638,8
150
Рис. 2.33. Осциллограмма динамических процессов при плавном включении
сцепления трактора Т-40 на пятой передаче:
1 — перемещение нажимного диска; 2 — изменение упругого момента на полуоси;
8 — изменение упругого момента на валу сцепления; 4 — изменение угла буксования
сцепления
Из сопоставления этого спектра собственных частот колеба-
ний с низшими собственными частотами продольных колебаний
дисков ФС и его привода следует, что они находятся в одном и
том же частотном диапазоне (с учетом возможных погрешностей
расчетов). Осциллограммы (рис. 2.33), полученные Н. Б. Чхаид-
зе в НПО HATH на тракторе Т-40, также показывают, что ко-
лебания момента на валу ФС находятся в том же частотном
диапазоне (примерно 120 Гц). Таким образом, одной из возмож-
ных причин возникновения угловых колебаний в трансмиссии яв-
ляются продольные колебания дисков ФС.
Численное решение нелинейных дифференциальных уравне-
ний движения (2.5), (2.8), (2.55), (2.61) ... (2.65), (2.76), (2.81),
(2.82), (2.87) ... (2.89) с переменной структурой, определяемой
условиями (2.7), (2.56) ... (2.60), (2.66) ... (2.69), (2.83) ... (2.86),
осуществлялось на ЭВМ с использованием алгоритмического язы-
ка Модель, разработанного в ПО «Союзтехэнерго». Этот язык
совмещает преимущества аналогового и численных методов моде-
лирования: решаемые уравнения представляются в виде струк-
туры, составляемой при аналоговом моделировании на АВМ.
Для каждого типового элемента-оператора структуры была под-
готовлена программа численного выполнения операций на ЭВМ.
Идентификация математической модели процесса включения
ФС проводилась путем сравнения расчетных динамических ре-
акций с измеряемыми при испытании трактора Т-40. Динамиче-
ские реакции фиксировались при резком (рис. 2.34, а) и плавном
(рис. 2.34, б) включении ФС.
151
Рис. 2.34. Кривые динамических процессов при включении ФС:
а — резком; б — плавном; 1, 3, 5 — экспериментальные; 2, 4, 6 — расчетные; 2НЖ —
перемещение нажимного диска; Мв — момент на валу сцепления; (рд~Фв — угловая
скорость буксования
Измерение упругого момента Л4В на валу ФС и перемещения
нажимного диска были выполнены с использованием прово-
лочных тензорезисторов и комплекта аппаратуры. Моделирова-
ние плавного включения ФС имитировалось увеличением массы
Щпрь
В процессе идентификации математической модели варьиро-
вались коэффициенты ЬВ1 и Ьв2, характеризующие диссипацию
энергии во фрикционных накладках и системе их закрепления,
так, чтобы динамические реакции, полученные при расчете, отли-
чались не более чем на 10... 12% от полученного значения в на-
турном эксперименте.
Из рис. 2.34 следует, что динамическая модель и ее парамет-
ры достаточно хорошо воспроизводят динамические реакции в
реальном объекте.
Осциллограммы крутящего момента на валу ФС и перемеще-
ний нажимного диска, аналогичные представленным на рис. 2.33,
свидетельствуют о том, что частоты колебаний момента на 2...
152
Mri Знж,¥нж
Рис. 2.35. Эквивалентная динамическая модель, используемая для расчетов
плавного включения сцепления
6-й передачах находятся в пределах 20... 120 Гц. Расчетные зна-
чения собственной низшей частоты продольных колебаний дис-
ков ФС составили р = 40... 50 Гп при совместном движении дис-
ков ФС и его привода, а после отрыва привода от нажимного
диска р = 140...180 Гц. Из сопоставления этих значений частот
со спектром собственных частот трансмиссии следует, что дина-
мическая модель, представленная на рис. 2.31, б, в, может быть
существенно упрощена для случая, когда в процессе включения
ФС не происходит отрыв привода от нажимного диска, т. е. при
плавном включении ФС.
В результате упрощения схемы рис. 2.31, б, в с помощью ме-
тода преобразования парциальных систем [3] была получена эк-
вивалентная динамическая модель (рис. 2.35). Здесь в отличие
от исходной динамической модели введены следующие обозна-
чения: с*вл1 — приведенная жесткость вала ФС и части коробки
передач; с2з— приведенная жесткость части коробки передач,
главной передачи и полуосей; С45 — приведенная жесткость шин
задних колес; J*2— приведенный момент инерции вращающихся
частей коробки передач и главной передачи; Д—приведенный
момент инерции бортовой передачи и колес; Л; = гпТ1,гк2— приве-
денный момент инерции поступательно движущейся массы трак-
тора;
Фд, фи/К, фв, фст> ф2*> фз, ф4, ф5, фб, ^тр, 0тр> Утр, У1 -обобщен-
ные координаты эквивалентной модели.
153
Система уравнений, описывающая движение эквивалентной
динамической модели (рис. 2.35), включает все уравнения
(2.61)... (2.65). Остальные уравнения (при Л4т8=0) преобразу-
ются к виду
(<?в — ?ст) — С*Л1 (<?ст — «кЙ)=0; (2.90)
Л <?2 — С*л!«к (?СТ — «к?2> + С23
(2.91)
В уравнениях (2.90) и (2.91) — передаточное число короб-
ки передач и главной передачи трактора. Уравнения, описываю-
щие движение бортовых передач и колес, имеют вид
г " Л14 * I гц4 / , I га4 ) с I
J4ф4 — с23--- <р2 -{---— I 1 "I I ®тр "Ь
^ц4 X ^ц4 /
+вэС45 [?4 — (?5 — А?)] +Й1С45(?4 — ?з) =0; (2.92)
JbK> - в*с45 {<?4 - (% - Д?)] — 8пЛ1тжт sgn (®5 - %)=А4С 4- Л4кР, (2.93)
где Аф = б*9у (ф5—фб) — угол скольжения задних колес к концу
этапа буксования;
7ИС=Рсгк, А4кр=Ркргк ’
8п [^5 (?4 — %) — ^Т.кт sgn (% — <Ро)1 = 0. (2.94)
Условия существования режимов буксования колес
(2.85) принимают вид
1 при 711ш,3 < 7ИТ.КТ;
0 при ЖШ.3=МГ.КТ; <р5 — %#0;
89=
(2.83) и
(2.95)
8ц =
0 при Л4Ш>3 < 7ИГ.КТ;
(2.96)
i при 7ИШ>3— -А1Т КТ, Ф5 % -f- 0,
где Мш.з=С45 (ф4—Фб) •
В условиях (2.95) и (2.96) Мт.нт — момент трения скольже-
ния, развиваемый на контакте между задними шинами и опор-
ной поверхностью при буксовании.
Дифференциальные уравнения (2.88) и (2.89) остаются неиз-
менными, а уравнение (2.87) принимает вид
""Ь2сп,вд/1 (0яр/4 1/тр1_Ь2Сш.З!/^2(®т1)^2 ^тр)"4“
4_2fen<n{/Z1 (0lPZi — Z/i4-Z/Tp)4-2Z»UI.3i/Z2(0Z2 — Z/Tp)—0. (2.97)
154
Параметры эквивалентной динамической модели (см. рис.
2.35) на пятой передаче приведены ниже.
Момент инерции, кг-м2:
4..................................................... 1,042
Лж.....................................................0,076
Л......................................................0,019
Л*.....................................................0,412
Л......................................................59,77
/в................................................... 1373,8
Лр..................................................... 2550
Масса, кг:
от*гр.................................................. 2450
mi...................................................... 200
Угловая жесткость, кН-м/рад:
......................................................... 20,9
а........................................................ 392,4
с2 ................................................... 392,4
с*вЛ1.................................................. 1,44
Сгз....................................................96,04
c4S.................................................... 223,6
Жесткость, кН/м:
Сп.пи................................................. 196,2
Сш.п у . . . .......................................... 257,5
Сш.з у................................................. 294,0
Результаты расчетов собственных частот (в Гц) эквивалент-
ной динамической модели (см. рис. 2.35) на 5-й передаче при
включенном ФС приведены ниже.
р0............................... О рз...................... 3,83
Pi........................1,19 Р4......................15,18
Р2........................2,26 ps.......................38.2
р6 .....................85,19
Спектры собственных частот исходной динамической модели
(рис. 2.3, б, в) и эквивалентной (рис. 2.35) весьма близки. Следо-
вательно, полученная эквивалентная модель позволяет рассчиты-
вать колебания моментов на поверхностях трения сцепления и в
трансмиссии трактора, вызванные моментами трения, изменяющи-
мися с частотами р = 40... 50 Гц, т. е. при плавном включении ФС.
2.6. НОРМАЛЬНЫЕ И КАСАТЕЛЬНЫЕ НАГРУЗКИ НА ПОВЕРХНОСТЯХ
ТРЕНИЯ ПРИ ВКЛЮЧЕНИИ ФС
При включении ФС связь между моментами Мн и Мт2 на по-
верхностях трения и между осевыми силами, препятствующими
перемещению ведомого и нажимного дисков, осуществляется по-
средством силы трения Гт.ст (2.75), возникающей в шлицевом сое-
динении между ступицей и валом ФС, и силой трения FT.H)K (2.74)
в шпоночном соединении между нажимным диском и корпусом
ФС (см. рис. 2.31, а). В процессе включения ФС значения этих
сил трения неоднозначны. Значения сил трения, полученные в
155
a) S)
Рис. 2,36. Влияние сил Гт.Иж и Ft.Ct:
а — на силы, нормальные к поверхности трения; б —, на время ?см и скорость гнж;
1 и 1' — иа первой поверхности соответственно жесткого и податливого ВД; 2 и 2' —
то же на второй поверхности; 3 — ^\nax~f н»); ” ^тах~^т.ст)
результате статического расчета, нельзя считать действитель-
ними, так как вибрации, создаваемые дизелем, могут их сущест-
венно снизить [37].
Для того чтобы исследовать влияние сил трения FT.CT и FT.BHt
на продольные колебания дисков ФС, были выполнены специаль-
ные расчеты, в которых силы трения принимались постоянными,
т. е. решалась только система дифференциальных уравнений
(2.55). Результаты этих расчетов при резком включении ФС при-
ведены на рис. 2.36.
Кривые 1 и Г\ 2 и 2' на рис. 2.36, а свидетельствуют о том,
что силы трения Кт.Ст и Кт.вж в шлицевом соединении и направ-
ляющих нажимного диска незначительно влияют на силы при-
жатия поверхностей трения Ni и N2, формирующиеся к концу
процесса включения ФС независимо от осевой податливости ве-
домого диска. Силы трения FT.CT и оказывают некоторое
влияние на максимальные значения нормальных сил Nm&x, воз-
никающих в процессе включения сцепления (кривые 3 и 4), при-
чем с увеличением сил трения максимумы нормальных сил умень-
шаются. Расчеты также показали, что на характер нагружения
поверхностей трения ведомого диска (апериодический, периоди-
ческий) изменение силы трения Кт.ст не влияет при фиксирован-
ных значениях коэффициентов ЬВ1 и Ьъ2, характеризующих дисси-
пацию энергии во фрикционных накладках.
На рис. 2.36, б приведены результаты расчетов, показывающие
влияние силы трения Кт.вж на время /См совместного движения
дисков ФС и привода ФС при резком включении последнего.
С увеличением силы FT.BHt время совместного движения привода
и дисков ФС уменьшается, т. е. отжимные рычаги привода рань-
ше отталкивают нажимной подшипник и растет скорость 2НЖ со-
ударения нажимного диска с ведомым.
156
Рис. 2.37. Кривые изменения нормальных сил на поверхностях трения:
а и б — соответственно при «броске» и плавном включении сцепления с жестким ВД;
в и г — то же для сцепления с податливым ВД
Было установлено, что при фиксированных коэффициентах
&В.П1 и &в.п2 и различных упругих характеристиках ведомого дис-
ка (см. рис. 2.8) для достаточно широкого интервала сил Ft.ct
и Ft.™ (вертикальные штриховые линии на рис. 2.36, а) рас-
четные и экспериментальные значения динамических реакций
достаточно хорошо совпадают.
Так как характер процесса включения ФС и максимальные
усилия незначительно меняются с изменением сил трения F-r.CT и
Дг.нж, динамические расчеты продольных колебаний дисков сцеп-
ления при дальнейших исследованиях проводились независимо
от динамических расчетов угловых колебаний дисков ФС и
силовой передачи трактора. При этом силы трения принимались
постоянными: /7т.нж = 0,5 кН, a Ft.ct = 0,8 кН.
Как отмечалось ранее, наиболее резким (теоретическим) тем-
пом включения является «бросок», т. е. такое включение ФС, при
котором мгновенно снимается усилие с педали (Рп=0). Этот
темп включения ФС не зависит от деятельности человека и поз-
воляет определять максимальные динамические нагрузки в ФС.
Поэтому кроме резкого (см. рис. 2.34, а) и плавного (рис.
2.34, б) включения ФС будет рассматриваться и «бросок» ФС.
Типичные кривые изменения нормальных сил на поверхно-
стях трения ведомого диска (рис. 2.37) показывают, что нагру-
жение поверхностей трения зависит от осевой жесткости ведо-
мого диска и может быть периодическим и апериодическим.
В процессе включения ФС нормальные нагрузки Ni на пер-
вой и нормальные нагрузки Nz на второй поверхности меняют-
ся по разным законам. Наиболее благоприятным является апе-
157
риодическое изменение нормальных сил АЛ и N2 и одинаковая за-
грузка обеих поверхностей. Для оценки загрузки k-й поверхно-
сти трения был введен коэффициент загрузки, который являет-
ся отношением действующей нагрузки NK на рассматриваемой
поверхности трения к средней нагрузке (на обеих поверхностях),
действующей в данный момент времени,
(к = 1,2). (2.98)
Был также введен коэффициент динамического усиления на-
грузки как отношения максимальной динамической нормальной
нагрузки Англах к на к-й поверхности трения к статической нагруз-
ке РНж, развиваемой нажимной пружиной:
^у.к=^тахк/Рнж (к = 1,2). (2.99)
Коэффициенты k3.K и kv.K позволяют сравнивать динамические
процессы, происходящие на поверхностях трения.
Динамические нагрузки на поверхностях трения и характер
их изменения в значительной степени зависят от приведенной
массы педали ФС тпрь Значение mnpi может изменяться в широ-
ких пределах: уменьшаться и увеличиваться по отношению к
среднему номинальному. Если увеличить его во много раз,
то можно оценить влияние задержки ноги водителя на педали
сцепления и дать рекомендации, гарантирующие снижение нагру-
зок в сцеплении при любом характере включения.
Исследования показывают, что вполне реальный закон изме-
нения упругого момента воспроизводится на валу ФС, когда со-
храняются и низкая, и более высокие частоты его колебаний при
включении ФС. Это достигается путем увеличения массы педа-
ли ФС в 8... 15 раз в зависимости от того, какое время буксова-
ния требуется воспроизвести при мгновенном сбросе силы Рп-
Обоснуем такой подход к моделированию. Процесс включе-
ния ФС водитель осуществляет в определенной последователь-
ности. Сначала водитель, слегка изменяя усилие на педали, за-
мыкает диски ФС и только после этого снимает ногу с педали.
Первый этап включения занимает приблизительно 0,85...0,9 об-
щего времени буксования ФС, т. е. практически буксование ФС
и формирование нагрузок на поверхностях трения происходит
при существенном значении mnpi (за счет задержки водителем
ноги на педали). Поэтому описывать процесс включения путем
задания закона изменения силы Рп на педали ФС некорректно.
Если задавать только закон изменения усилия на педали Рп,
то вследствие большой жесткости привода ФС можно рассчиты-
вать лишь низкочастотную составляющую момента трения на
валу ФС.
На рис. 2.38 представлены кривые, характеризующие дина-
мику резкого включения ФС в зависимости от приведенной мас-
158
Рис. 2.38. Влияние приведенной массы педали сцепления:
с —на показатели нагруженности; б — иа JV[tnax на первой поверхности; / и 2—
K=f (mnpi) на поверхностях соответственно первой и второй; 3 —
1 — граница апериодических и периодических режимов колебаний
сы mnpi педали ФС (номинальное значение приведенной массы
педали mnpi=2,06 кг).
Кривая 3 (рис. 2.38, а) показывает, что с увеличением mnpi
число периодов колебаний пКОл нагрузки увеличивается. Макси-
мальное число Г1кол=С12 было зарегистрировано для жесткого
диска при значительных mn₽i. При жестких ведомых дисках с
увеличением массы педали ФС коэффициент динамического уси-
ления нагрузки ky.K (сплошные кривые 1 и 2) снижается, причем
для первой поверхности трения он больше, чем для второй. Да-
лее при значительном увеличении /тгПр1 (на рисунке не показано)
/гу.к остается постоянным. При податливом ведомом диске коэф-
фициент усиления ky.K (штриховые линии / и 2) для второй по-
верхности больше, чем для первой. Таким образом, введение осе-
вой податливости позволяет получить апериодический закон на-
гружения поверхностей трения (ниже линии I) и снизить
коэффициент динамического усиления нагрузки ky.K.
Частоты колебаний нагрузки зависят в основном от mnPi и
упругой характеристики ведомого диска. Эти частоты могут из-
меняться от 80 до 20 Гц. Для прочих равных условий при подат-
ливых ведомых дисках они несколько ниже, чем при жестких.
Периодическая нагрузка — разгрузка поверхностей трения —
явление, нежелательное для ФС. При буксовании ФС с этой же
частотой может изменяться упругий момент в трансмиссии. Ин-
тенсивное нарастание момента определяется большими нормаль-
ными усилиями в начальный момент буксования, причем при
значительной разности угловых скоростей ведущей и ведомой
частей ФС. Снижение нормальных нагрузок и N2 уменьшает
интенсивность нарастания момента в трансмиссии, а гарантиро-
ванный рост нормальной нагрузки по апериодическому закону
исключает колебания момента в трансмиссии с частотой колеба-
159
ний нормальной нагрузки. Поэтому было уделено большое вни-
мание условиям, при которых нормальная нагрузка возрастает
по апериодическому закону.
Изменение максимальных нормальных нагрузок 7Vimax на по-
верхностях трения в зависимости от mn₽i показано на рис. 2.38, б.
При увеличении приведенной массы педали максимальные на-
грузки на поверхностях трения снижаются. Максимальные на-
грузки характерны для резкого включения ФС. Динамические
нагрузки в 2...3 раза превышают статическую РНж=7,1 кН.
Расчеты показывают, что при увеличении массы нажимного
диска тнж максимальные нагрузки на поверхностях трения при
резком включении сцепления сначала несколько возрастают,
а затем уменьшаются; это происходит в ФС как с жестким, так
и с податливым диском. Масса нажимного диска тнж не может
изменяться в реальном ФС столь широко, как масса mnpi- Изме-
нение тИж незначительно влияет и на динамику процесса, осо-
бенно при достаточно податливых ведомых дисках. Объясняется
это тем, что масса нажимного диска всегда меньше массы педа-
ли, связанной с ногой водителя, а связь между этими массами
достаточно жесткая.
Увеличение массы ведомого диска тв и массы его ступи-
цы тСт приводит к росту динамических нормальных нагрузок
Утах на поверхностях трения (рис. 2.39, а) при резком включе-
нии ФС, имеющего жесткий ведомый диск. Если же ведомый
диск податлив и включение плавное, то изменение масс тв и тст
существенно не влияет на динамические нагрузки на поверхно-
стях трения ФС.
Расчеты показывают, что изменение жесткости привода ФС
спр и жесткости своз пружин возврата педали сцепления незначи-
тельно влияет на процесс замыкания дисков ФС. В целом увели-
чение этих жесткостей несколько снижает нормальные нагрузки
на поверхностях трения, уменьшает время замыканий дисков ФС,
но увеличивает частоту колебаний нажимного диска.
Изменение жесткости пружин отжимных рычагов сот не ока-
зывает также существенного влияния на характер динамических
нагрузок на поверхностях трения. Снижение жесткости сот
уменьшает нормальные усилия на поверхностях трения и, следо-
вательно, коэффициент запаса ФС р. Особое внимание на это
обстоятельство надо обращать в связи с износом поверхностей
трения.
При разнообразии конструкций ведомых дисков представляет
интерес влияние жесткости соединения ступицы ведомого диска
с накладками (жесткости основания ведомого диска сос) на на-
грузки на поверхностях трения. Результаты расчетов (рис. 2.39,6)
показывают, что с увеличением сос растут динамические нагруз-
ки на поверхностях трения и уменьшаются динамические откло-
нения ступицы гст.д. При этом даже при сравнительно большой
160
Рис. 2.39. Зависимость максимальных нормальных нагрузок на поверхностях
трения при резком включении сцепления:
а — от массы ВД тв и ступицы тст; б — от жесткости сос основания ведомого дис-
ка (£ст.д — динамическое смещение ступицы ВД); в — от силы трения Гт пр в при-
воде сцепления;-------------------—-— тв;-----------тст
силе трения в шлицевом соединении Ft.ct могут возникать коле-
бания ступицы на шлицевом валу, приводяшие к износам
шлицев.
Сила трения FT.np в приводе сцепления может меняться в ши-
роких пределах. Исследование влияния этой силы на динамиче-
ские процессы в ФС показало, что как при резком, так и при
плавном включении ФС при малых значениях Лт.пр наблюдаются
высокочастотные виброударные процессы на поверхностях тре-
ния. При этом коэффициент динамического усиления (2.99) на-
грузки на поверхностях трения &у.к= 1.5...4. С увеличением силы
F-r.np уменьшаются динамические нагрузки на поверхностях тре-
ния при неизменном времени замыкания дисков и времени ста-
билизации нормальных усилий на поверхностях трения. Соответ-
ствующие результаты расчетов при резком включении ФС при-
ведены на рис. 2.39, в. При плавном включении ФС увеличение
силы трения F-r.np снижает расчетные нормальные нагрузки по
поверхностям трения, что значительно увеличивает время буксо-
вания ФС.
Из приведенного анализа параметров модели (см. рис. 2.31, а),
влияющих на нормальные нагрузки и Л’2 на поверхностях
трения, следует, что нагрузку в значительной степени опреде-
ляет тпрь т. е. характер включения ФС.
6-1607
161
Рис. 2.40. Зависимость коэффи-
циента динамического усиления
Лу.к от коэффициента Ьв.к> ха-
рактеризующего диссипацию в
ВД:
1, Г — для первой и второй по-
верхностей жесткого диска; 2, 2' —
для первой и второй поверхностей
податливого диска
Отечественная и зарубежная практика показывает [12, 55 и
др.], что на износы поверхностей трения существенное влияние
оказывают условия закрепления фрикционных накладок на
стальном основании ведомого диска.
Упругодиссипационные свойства ведомых дисков в нормаль-
ном к поверхностям трения направлении оцениваются условной
жесткостью сусл (см. рис. 2.8) и коэффициентами feBi и 6в2 (2.31),
характеризующими диссипацию энергии как в материале фрик-
ционных накладок, так и в местах крепления их к стальной осно-
ве ведомого диска.
При снятии упругих характеристик / и 3, представленных
ранее на рис. 2.8, было установлено, что гистерезисные петли
имели малые площади и незначительно отличались друг от дру-
га. Откуда следует, что конструкционное демпфирование опреде-
ляется креплением фрикционных накладок к основанию ведомого
диска. Как показывают расчеты, внутреннее трение в материале
фрикционных накладок при динамическом нагружении может
быть значительным. Так, наилучшее совпадение результатов рас-
четов и экспериментов получается при условии, что значение
коэффициентов ЬВ1 и bBz Для податливого диска больше, чем для
жесткого. На рис. 2.40 вертикальные линии (I-—II — для жестко-
го диска и III—IV — для податливого) ограничивают реальные
значения коэффициентов bBi и Ьв2. Различие в коэффициентах Ьщ
и Ьв2 для жесткого и податливого дисков может быть объяснено
тем, что в процессе деформирования фрикционных накладок по-
датливого ведомого диска участвуют большие объемы материа-
ла, чем жесткого. Если воспользоваться принятым в подразд. 2.2
допущением, что коэффициенты, учитывающие диссипацию энер-
гии в материале накладок, пропорциональны площадям контак-
та, то по значениям bBi и Ьв2 можно определить конструкционную
площадь контакта, которая характеризуется коэффициентом
/Ск.п.кт-
Оценим исходя из анализа динамических процессов в ФС
(рис. 2.40) значение Лк.п.кт [19]. В подразд. 2.2 был получен ко-
эффициент 6В=32,9 кН-с/м, характеризующий диссипацию энер-
гии во фрикционной накладке, контактирующей по всей поверх-
ности трения. Из рис. 2.40 следует, что 6Bi = &E2=3 ... 7 кН-с/м
162
для жесткого крепления накладки и 6bi=&b2=23...27 кН-с/м для
податливого диска. Определим коэффициент конструкционной
площади контакта как отношение диссипационного коэффициен-
та, полученного в результате расчета динамических процессов,
к диссипационному коэффициенту накладки, контактирующей по
номинальной площади, т. е.
^к.и.кт=6в.к/^ (К = 1.2). (2.100)
Получим Кк.п.кт=0,17...0,21 для жесткого крепления диска и
/(кпкт=0,67...0,8 для податливого диска. Из сопоставления полу-
ченных значений с приведенными в подразд. 2.2 следует, что в
результате динамического расчета Кк.п.кт для податливого диска
несколько больше определенного при статическом расчете, а для
жесткого диска они весьма близки. Это объясняется тем, что ус-
ловная жесткость Сусл для жесткого диска меньше отличается от
действительной (см. нелинейные характеристики на рис. 2.8), чем
для податливого ведомого диска.
Неповторяемость динамических процессов, происходящих в
ФС при его включении, при идентичных внешних условиях (час-
тота вращения вала двигателя, характер изменения усилия па
педали и др.) может быть объяснена изменением коэффициента
/(к.п.кт, т. е. от включения к включению по-разному контактируют
поверхности трения.
Результаты исследования влияния упругой характеристики
ведомого диска (см. рис. 2.8) на динамические процессы в ФС
представлены на рис. 2.41, в виде зависимости коэффициента за-
грузки k3.K поверхностей трения от условной жесткости ведомого
диска СуСл. Жесткий диск (кривая 1, рис. 2.8) имеет сусл =
=686 кВ/м, а податливый диск (кривая 3) —сусл = 180 кН/м. Со-
поставляя кривые на рис. 2.40 и 2.41, полученные для резкого
включения ФС, можно отметить, что с увеличением &в.к, являю-
щимся следствием снижения сусл, число периодов колебаний на-
грузки на поверхностях трения и коэффициент динамического
усилия нагрузки уменьшаются. При некотором значении Ьв.к,
соответствующем определенной сусл, нагрузки на поверхностях
трения изменяются по апериодическому закону при любом вре-
мени включения ФС. Следовательно, подрессоривая поверхно-
сти трения, можно добиться: более равномерной загрузки каж-
дой из поверхностей; увеличения контурной площади контакта;
гарантии изменения нормальной нагрузки по апериодическому
закону и более плавного нарастания момента в трансмиссии.
Могут быть построены и зависимости, характеризующие зоны
устойчивого замыкания дисков в однодисковом ФС (рис. 2.42).
Эти зависимости справедливы для достаточно широкого диапазо-
на изменения сЕЖ, тнж и т’пр. Таким образом, зависимости, пред-
ствленные на рис. 2.42, могут использоваться при расчете и про-
ектировании ФС. Зоны устойчивости необходимо рассчитать.
6*
163
Рис. 2.41. Зависимость коэффициен-
та загрузки Лз.к поверхностей трения
от условной жесткости ведомого дис-
ка Сусл при резком включении сцеп-
ления:
Рис. 2.42. Граница областей перио-
дического н апериодического режи-
мов движения дисков сцепления
1 и 2 — поверхности соответственно пер-
вая и вторая: к=7 кН-с/м;
----------к=24 кН-с/м
По таким графикам всегда можно определить максимальное зна-
чение условной жесткости сусл, при которой гарантируется апе-
риодический закон нагружения поверхностей трения и формиро-
вание предельного момента для достаточно широкого интервала
значений Ьв.к- Пользоваться подобным графиком необходимо при
определении минимальных габаритных размеров ФС и оптималь-
ных параметров его нажимного механизма. Для рассматривае-
мого примера при сусл=20...30 МН/м обеспечивается плавный
режим замыкания дисков при любом времени включения ФС и
любом значении Ьв.к- Однако нужно остановиться на верхнем зна-
чении сусл=ЗО МН/м, которое при гарантированном апериодиче-
ском (рис. 2.42) движении дисков обеспечит достаточно равно-
мерную загрузку поверхностей трения (см. рис. 2.41), меньшие,
чем при сУсл=20 МН/м, размеры ФС (которые могут быть не-
оправданно увеличены из-за чрезмерной податливости ведомого
диска) и меньшие усилия при выключении ФС.
Касательные нагрузки на поверхностях трения [39] опреде-
ляются не только предельными моментами трения AfTi и Мт%,
формируемыми в процессе продольного движения дисков ФС
(см. рис. 2.31, а), но и параметрами динамической модели (см.
рис. 2.31, б, в).
На рис. 2.43 приведены результаты расчетов динамических
нагрузок на поверхностях трения при номинальных параметрах
(см. с. 148). Моделирование плавного и резкого включений осу-
ществлялось для ФС с жестким ведомым диском. На рис. 2.43
Ni — нормальная нагрузка на первой поверхности трения; М\ и
М2 — упругие моменты на 1- и 2-й фрикционных накладках; <рд,
<Рнж и <pi — угловые скорости ведущих и ведомой частей ФС.
164
Рис. 2.43. Динамические процессы при включении сцепления
Из приведенных результатов моделирования плавного вклю-
чения ФС (рис. 2.43, а) следует, что в начальный момент време-
ни, несмотря на большие нормальные усилия Ni и N2, касатель-
ные нагрузки на поверхностях трения Mi и М2 невелики. Ско-
рость ведущего диска меняется неравномерно: сказывается
нестабильность предельного момента трения в сочетании с дина-
мическими свойствами трансмиссии (вначале момент растет,
затем уменьшается, скорость ведомой части увеличивается, а за-
тем уменьшается до нуля и даже становится отрицательной).
С уменьшением амплитуды колебаний нормального усилия
несколько уменьшается и амплитуда колебаний моментов на
накладках ФС, хотя среднее значение момента растет. При боль-
шой разности угловых скоростей ведущей и ведомой частей вто-
165
рая поверхность трения менее загружена, В дальнейшем значе-
ния моментов на накладках выравниваются. Жесткость соедине-
ния нажимного диска с маховиком определяет колебания
угловой скорости нажимного диска. Колебания маховика с час-
тотой изменения нормального усилия не происходят — маховик
более плавно изменяет скорость вращения (сказывается боль-
шая инерционность системы маховик-—двигатель).
При резком включении ФС (рис. 2.43,6) частота колебаний
нормальной нагрузки Ni несколько выше, чем при плавном. Это
объясняется меньшей массой mriPi, присоединенной к нажимному
диску, чем при плавном включении, когда, как указывалось вы-
ше, нога водителя задерживается на педали привода ФС. Момен-
ты на накладках ФС и М2 резко возрастают. Амплитуды ко-
лебаний момента вначале уменьшаются, а затем растут, что
объясняется совпадением частот колебаний нажимного усилия
(предельного момента трения) и собственных частот крутильных
колебаний трансмиссии. Как и при плавном включении ФС,
скорость маховика <рд изменяется без колебаний. Скорость на-
жимного диска <рНж зависит от жесткости сфГ1>к закрепления его
в маховике. При некотором значении этой жесткости ампли-
туда колебаний скорости <fH1K может быть значительной, как по-
казано на рис. 2.43, б.
Скорость ведомой части <pi изменяется подобно изменению
нажимного усилия А) и моментов Mi и М2 в накладках ФС.
Поскольку касательные нагрузки на поверхностях трения за-
висят от нормальных нагрузок и от параметров динамической
модели трансмиссии, то добиться снижения динамических нагру-
зок на поверхностях трения можно, изменяя параметры либо
модели, формирующей продольные колебания дисков ФС, либо
трансмиссии, либо обеих систем. В любом случае при проекти-
ровании ФС корректировать необходимо те параметры, значения
которых изменить в конструкции наиболее просто.
Периодически изменяющийся предельный момент трения
(вследствие продольных колебаний дисков ФС) является причи-
ной возникновения вынужденных колебаний в ФС и трансмиссии.
Общеизвестным способом борьбы с этими колебаниями является
такое изменение упругоинерционных параметров трансмиссии,
при котором ее собственные частоты колебаний не будут сов-
падать с частотами изменения предельных возмущающих мо-
ментов. Анализ узлов и деталей трансмиссии приводит к выво-
ду о том, что изменить ее инерционные параметры - нельзя.
Несмотря на ряд конструктивных трудностей, имеются некото-
рые возможности снизить жесткость трансмиссии, уменьшая
жесткость полуосей, вводя в ведомый диск упругофрикционный
демпфер, упругие муфты в бортовые передачи и др.
166
Рис. 2.44. Снижение динамической иагружениости поверхностей трения в ре-
зультате выбора рациональных параметров:
а — трансмиссии; б — сцепления
На рис. 2.44, а приведены результаты расчетов, полученные
при изменении жесткости трансмиссии в соответствии с отме-
ченными выше требованиями. Здесь нормальные усилия на по-
верхности трения изменяются по периодическому закону. Каса-
тельные нагрузки в этом случае полностью изменили свой
характер: отсутствуют колебания моментов ЛК и ЛК с часто-
той колебания предельного момента трения. Без колебаний
нарастает угловая скорость ведомых частей ф] и уменьшается
угловая скорость ведущих фд = фнж- Момент на первой по-
верхности при наибольшей разности угловых скоростей веду-
щей и ведомой частей остается выше, чем момент на второй
ЛГ2. Время включения ФС практически не изменилось.
Таким образом, при рационально выбранных параметрах
трансмиссии можно добиться снижения нагрузок на поверхно-
стях трения ФС.
Другим путем ликвидации вынужденных колебаний в транс-
миссии, вызванных периодически изменяющимися на поверхно-
167
стях трения предельными моментами трения, является борьба
с продольными периодическими колебаниями дисков ФС и его
привода. Как отмечалось ранее, наиболее эффективным для
этой цели является установка в ФС ведомого диска с податли-
вым закреплением фрикционных накладок, что при определен-
ном уровне диссипации энергии (см. рис. 2.42) обеспечивает
апериодический закон изменения нормальных сил, а следова-
тельно, и предельных моментов трения. На рис. 2.44, а рас-
сматривается именно такой случай продольного движения дис-
ков ФС. Закон замыкания дисков апериодический, колебаний
нормальных нагрузок Nr и N2 после замыкания не наблюда-
ется.
В рассмотренных случаях снижение вынужденных колеба-
ний в трансмиссии трактора, возникающих в процессе включе-
ния ФС, осуществлялось за счет изменения параметров ФС и
трансмиссии. Обычно водители, производя плавное включение
ФС, обеспечивают также низкие уровни динамических нагрузок
в трансмиссии. Расчеты и эксперименты показали, что водитель
должен выбирать такой темп включения, при котором время
от начала снятия нагрузки Рп с педали ФС до соприкоснове-
ния дисков ФС должно составлять />0,2 с. Так включают ФС
водители легковых автомобилей и грузовых автомобилей малой
и средней грузоподъемности. Грузовые автомобили большой
грузоподъемности и большинство тракторов оборудованы гид-
равлическим приводом, который кроме снижения усилий на пе-
дали ФС ограничивает темп включения, а следовательно, и
динамические нагрузки в трансмиссии машины.
На осциллограммах, аналогичных рис. 2.33 и 2.34, а также
при расчетах некоторых режимов включения ФС были зафик-
сированы колебания моментов с частотой (80... 100 Гц) более
высокой, чем частоты изменения нормальной нагрузки на по-
верхностях трения. Анализ динамических процессов показал,
что эти колебания накладываются на низкочастотные колеба-
ния моментов Mi и М2 в те промежутки времени, в которые
уменьшается момент трения. Уменьшению момента соответст-
вует увеличение относительной скорости скольжения поверхно-
стей трения (см. рис. 2.33). Такое взаимное изменение моментов
трения и относительных скоростей скольжения поверхно-
стей трения является одним из условий возникновения фрикци-
онных автоколебаний (13]. Эти условия обеспечиваются как
уменьшением нормальной нагрузки на поверхностях трения в
пределах соответствующего промежутка времени, так и нели-
нейной зависимостью (см. рис. 2.11, а) коэффициента трения
от скорости относительного скольжения пары трения, исполь-
зуемой при расчетах. Установлено, что автоколебания возни-
кали, как правило, на первой поверхности трения (нажим-
ной—ведомый диск) и могли быть устранены, при неизменных
168
параметрах трансмиссии, рациональным выбором соотношения
СфижМиж- Анализ расчетов показал, что с уменьшением жестко-
сти сфнж амплитуда автоколебаний увеличивается.
Большое влияние на характер и продолжительность автоко-
лебаний оказывает упругая характеристика ведомого диска в
совокупности с характеристикой нажимного устройства. Авто-
колебания практически не возникают, если кривая нормальных
нагрузок на поверхностях трения как бы «копирует» упругую
характеристику ведомого диска. Это возможно только в том
случае, если начальный участок упругой характеристики ведо-
мого диска достаточно пологий. Небольшие нормальные нагруз-
ки в начальный момент включения ФС гарантируют сравни-
тельно невысокие касательные нагрузки, а также плавное их
дальнейшее увеличение. Моменты на поверхностях трения
нарастают либо по прямой, либо по кривой с выпуклостью
вниз. При этом важным является то, что кривые моментов в
накладках сцепления практически не имеют горизонтального
участка, при котором возможны фрикционные автоколебания с
возрастающей амплитудой. Чтобы упругий момент нарастал в
соответствии с предельным моментом трения по прямой или по
кривой с выпуклостью вниз, необходима жесткость начального
участка упругой характеристики ведомого диска не выше
10 кН/мм при нажимном усилии до 10 кН. При этом обеспе-
чивается и достаточно высокое значение Ак.п.кт-
Фрикционные автоколебания сравнительно часто возникают
при испытаниях ФС на стендах. Стенды имеют большую жест-
кость валов и малую диссипацию энергии. При установке тех
же ФС на машинах автоколебания, как правило, не наблюда-
ются, так как трансмиссии машин обладают достаточной по-
датливостью и высокой диссипационной способностью; время
буксования tc в этом случае также меньше, и автоколебания
не успевают развиваться.
Рассмотренные динамические процессы, происходящие в
ФС и трансмиссии, определяют функциональные качества ФС
и их влияние на комфортабельность машин. Поэтому при раз-
работке конструкций ФС и их приводов должны быть исклю-
чены условия возникновения как вынужденных колебаний, так
и фрикционных автоколебаний.
Изнашиваемость и тепловая нагруженность поверхностей
трения (нагрев поверхностей трения), приводящая к увеличе-
нию износа фрикционных накладок, определяются мощностью
трения NT в процессе буксования ФС и работой трения (бук-
сования) Lt за все время буксования, которые подсчитывают-
ся по следующим зависимостям:
АГТ1=ЛГТ1 (Фнж —?i);
Л\.2=мг2(?д — <р2);
(2.101)
169
> 1
41=] ^п(?нж—?i)^; I
° ! (2.102)
£б2 J
42=] Ж2(?д —?2)^Л I
о J
где 7ИТ1 и 7Ит2 подсчитываются в каждый момент времени по
формулам (2.72) и (2.73); — время буксования первой и
второй пар трения ФС.
Известно, что на работу буксования влияет закон измене-
ния предельного момента трения ФС. Однако до последнего
времени не было единого мнения по вопросу, при каких усло-
виях работа буксования минимальна. Часть исследователей
утверждает, что работа буксования минимальна, если кривая
момента трения имеет выпуклость вверх, мнение у других пря-
мо противоположное.
Проведенные исследования показали, что работа буксова-
ния при нарастании кривой момента в накладках сцепления
выпуклостью вниз незначительно отличается от работы буксо-
вания, если момент в накладках изменяется по кривой с выпук-
лостью вверх. Однако если в первом случае амплитуда автоко-
лебаний либо незначительна, либо равна нулю, то во втором
случае при жестком ведомом диске и значительном времени
буксования (7б = 0,75 с) кривые моментов на поверхностях тре-
ния всегда имеют выпуклость вверх и весьма продолжительный
почти горизонтальный участок. Во втором случае возможны
фрикционные автоколебания при условиях, отмеченных выше.
Кроме того, Кк.п.кт имеет более низкое значение. Таким
образом, введение осевой податливости в ведомый диск (под-
рессоривание поверхностей трения) не только создает более
благоприятное контактирование поверхностей трения, высокие
значения Кк.п.кт, но и способствует снижению касательных на-
грузок, являющихся результатом вынужденных колебаний и
автоколебаний, хотя работа буксования ФС с податливым
диском несколько больше.
Результаты расчетов показали, что в процессе резкого вклю-
чения ФС в отдельные моменты времени мощность трения ока-
зывалась значительно больше, чем при плавном включении
сцепления; суммарная же работа буксования была значитель-
но меньше. При плавном включении ФС с податливым ведо-
мым диском зависимость мощности буксования от времени
была более плавной, чем с жестким ведомым диском, хотя
суммарная работа трения за одно включение оставалась прак-
тически неизменной.
Расчеты также показали, что на работу трения влияют раз-
личные параметры трансмиссии и системы подрессоривания
170
корпуса трактора. Так, снижение жесткости трансмиссии С45 по
отношению к ее номинальному значению С4Еном позволяет
исключить колебания корпуса трактора и значительно умень-
шить работу буксования ФС. Смещение центра тяжести трак-
тора к середине его базы позволяет несколько уменьшить
работу буксования ФС. Отсюда следует, что динамические моде-
ли, используемые для расчетов работы буксования ФС, долж-
ны учитывать систему подрессоривания машин, т. е. быть близ-
кими к модели, представленной на рис. 2.35.
Известно, что моменты трения 7ИТ1 и Мт2 на фрикционных
поверхностях, зафиксированные при испытаниях ФС на натур-
ных стендах, меньше, чем моменты трения, подсчитанные по
формуле (2.1), в которую подставляются коэффициенты трения
f°T, полученные на машинах трения [см. формулы (2.32) и
(2.34)]. Различные исследователи это несоответствие объясня-
ют по-разному: плохим прилеганием поверхностей трения в
натурных узлах; неодинаковыми условиями образования пле-
нок на поверхностях трения и др. Для учета этого несоответ-
ствия вводятся масштабные коэффициенты, коэффициенты
взаимного перекрытия и т. д. Введенный ранее (2.29) и (2.100)
коэффициент Дк.п.кт позволяет учитывать только долю актив-
ной поверхности, участвующей в контакте по отношению к но-
минальной площади накладки Аа. Он не учитывает распределе-
ние давления по контактирующей поверхности и, следователь-
но, не позволяет определить действительное значение радиуса
трения Дт, отличающееся от рассчитываемого по формуле (2.2).
Все это и определяет несоответствие в значениях моментов
трения Мт, полученных расчетным и экспериментальным путем.
Естественно, что вычислить коэффициент, учитывающий это
несоответствие, не представляется возможным. Этот коэффици-
ент был определен П. В. Кужелевым и Н. Б. Чхаидзе, сопо-
ставившими параметры процесса трения ФС, полученные на
стенде и при моделировании на ЭВМ, и представлен в виде
отношения
(2.103)
где }ст — коэффициент трения, полученный по результатам
стендовых испытаний в соответствии с формулой (2.1); fT° —
коэффициент трения, полученный на машине трения.
Для податливых в осевом направлении ведомых дисков с
накладками из материала F 202 Ат = 0,65...0,75, а для жестких
дисков с фрикционными накладками из материала шифра 56
Ат = 0,35...0,45. Полученный таким образом коэффициент Ат
вводится в формулы (2.72) и (2.73) в виде fT=ATf0T.
Тепловая нагруженность поверхностей трения [45]
&max=W&* + »»cn. (2-104)
171
где fly-— объемная температура; &* — поверхностная темпера-
тура; ©всп — температура вспышки.
На базе работ А. В. Чичинадзе авторами была предложена
следующая зависимость для вычисления поверхностей темпера-
туры в процессе динамического нагружения поверхностей тре-
ния:
ft*
ат 11Л I 1 2 -V4 1 Г / ЯП \2 ,
—— — {---------------У — ехр —а,-----------t
Ак.п.ктАаяЛл | 3 Л2 Л2 |_ \ h-k ]
(£ = 1,2),
hk
(2.105)
где «т.пл •— коэффициент распределения тепловых потоков, при-
ходящихся на £-й элемент пары трения; hk — эффективная тол-
щина £-го элемента трения; Ак.п.кт — коэффициент, характери-
зующий формирование конструктивной площади контакта и
определяемый по формулам (2.29) или (2.100); Аак — номи-
нальная площадь контакта k-vo элемента пары трения; —
коэффициент теплопроводности; п — индекс суммирования;
ак — коэффициент температуропроводности; jVti- и £тг — мощ-
ность и работа трения, подсчитываемые по формулам (2.101)
и (2.102) для соответствующих пар трения (7=1 — 1-я пара
трения; i = 2 — 2-я пара трения).
Для вычисления температуры вспышки в процессе динами-
ческого нагружения поверхностей трения формула Шаррона
[45] преобразована к виду
ftBcn = ----г----- .., (2 106)
V 2 Ar [4Xj У а2 + Х2 V ndrRK 1% — ?л+11]
где dr — средний диаметр пятна касания микронеровностей;
Аг — площадь фактического пятна касания; а2 — коэффициент
температуропроводности материала фрикционной накладки; Xj
и Z2 — коэффициент теплопроводности материалов микронеров-
ностей и поверхности фрикционной накладки; RH— наружный
радиус фрикционной накладки ФС; <рк—q>k+i— относительная
угловая скорость скольжения фрикционных дисков ФС.
Формула (2.106) справедлива при числе Пекле Ре =
= Rndr(<fk <pfe+i )/п2^20.
Сцепления обычно имеют высокие начальные скорости
скольжения, как правило, Ре>20. В конце скольжения относи-
тельные скорости становятся малыми и Ре^20, температура
вспышки '0’всп составляет менее 5% поверхностной температуры
&* и можно прекратить ее вычисление.
Так как в процессе нагрева возникают пластические дефор-
мации микровыступов, то площадь фактического контакта
Ar=2Vft/HB2,
172
где Nk — нормальная нагрузка на k-ii поверхности трения;
НВ2 — твердость по Бриннелю материалов 2-й поверхности на-
кладки.
Средний диаметр пятна пластического микроконтакта
л л / 8г^т Г Nk 1°’5V1
r r Vi L ЛЛ1НВ2 J
где r\, him — радиус закругления и максимальная высота мик-
ровыступов; &оь Vi — параметры опорной кривой микронеров-
ностей; Aci — контурная площадь контакта.
Твердость фрикционных накладок ФС зависит от темпера-
туры и в процессе нагревания уменьшается [45]:
НВ2=НВ20 (т14—=— ---------,; тТ2---------1 ,
I К(»* + &-.-С)]1 2 Т 1 J
где НВ20 — твердость материала при нормальной температуре;
mb m2, m3 — постоянные коэффициенты; ft'm— температура,
при которой НВ2 максимальна; 6"М1 — объемная температура
после n-го включения сцепления.
По зависимостям (2.104)...(2.106) подсчитывалось измене-
ние температур &*, йвсп и Отах в процессе плавного включения
ФС (см. рис. 2.43, а и 2.44, а), имеющего жесткий (рис.
2.45, а) и податливый (рис. 2.45, б) ВД. Введение в формулу
(2.105) коэффициента Дк.п.кт позволяет оценивать не среднюю
поверхностную температуру, а температуру на поверхности зон
фрикционных накладок, в которых они наиболее активно кон-
тактируют с контртелом. Отсюда и следует, что в рассматри-
ваемом случае температура в этих зонах у жесткого диска в
1,5 раза больше, чем у податливого, хотя энергии, рассеивае-
мые на контакте, имели близкие значения.
По известной энергетической интенсивности изнашивания /э
(2.33) и (2.35) в процессе моделирования динамических про-
цессов в ФС на ЭВМ может быть вычислен линейный износ
фрикционных накладок за одно выключение:
1 С6
= I IaN,dt. (2.107)
4а J
0
Из анализа структуры параметров, входящих в интеграл
(2.107), следует, что износ накладок жесткого ВД более чем
в два раза превышает износ податливого ВД.
Это подтвердили специальные сравнительные стендовые ис-
пытания ФС с жестким и податливым ВД, выполненные в НПО
НАТИ [12]: износостойкость накладок диска трактора Т-40 с
повышенной податливостью оказалась в два раза большей по
сравнению с жестким диском.
173
мости износостойкости и тепловой
Рис. 2.45. Изменение темпера-
туры при плавном включении
сцепления:
а —жесткий ВД (Кк п.кт=0,208); б —
податливый ВД (Л'к п кт-0,451)
Анализируя процесс
выбора параметров транс-
миссии, приходим к проб-
леме динамической сов-
местимости проектируе-
мых ФС с машиной. Мо-
жет оказаться, что при
установке ФС на машину
на поверхностях трения
возникнут значительные
нагрузки, причиной кото-
рых являются неудачно
выбранные параметры
трансмиссии машины.
Таким образом, наря-
ду с введением поправоч-
ных коэффициентов Кк.п.кт
и kT в расчетные зависи-
нагруженности пар трения
при их буксовании необходимо проверять динамическую сов-
местимость вновь спроектированного сцепления с динамической
системой машины. Задача о совместимости ФС с динамиче-
ской системой машины может быть распространена на осталь-
ные ее узлы и агрегаты.
2.7. СИЛОВАЯ НАГРУЖЕННОСТЬ ФС
ПРИ НОРМАЛЬНОМ ТЕМПЕ ВКЛЮЧЕНИЯ
В подразд. 2.6 представлены результаты исследования рез-
кого и сравнительно плавного включения сцепления. При нор-
мальных условиях эксплуатации водители стараются включать
сцепление еще плавнее, чтобы не возникли колебания корпуса
машины. В этих случаях динамические процессы в трансмис-
сиях машин сглаживаются. Результаты исследований при та-
ких включениях ФС и рассматриваются в этом подразделе.
Распределение давления по радиусу поверхностей трения
При включении ФС силы трения в шлицевом соединении сту-
пиц ведомых дисков могут блокировать их перемещение по ва-
лу [21], что сопровождается прогибом оснований ведомых
174
дисков и соответствующей потерей нажимного усилия на после-
дующих парах трения.
Для того чтобы найти аналитические зависимости распреде-
ления давления по радиусу и сторонам фрикционных накладок
ведомого диска в процессе включения ФС, принимаются сле-
дующие допущения:
поверхности трения ровные;
нажимной и опорный ведущие диски абсолютно жесткие и
при перемещении остаются взаимно параллельными;
стальное основание ВД является плоской упругой кольце-
вой пластиной, жестко защемленной по внутреннему контуру
крепления со ступицей и внешнему контуру, образованному
упругим стыком фрикционных накладок и контртел;
при отсутствии прогиба основания ВД и сжатии пар трения
давление распределяется по радиусу равномерно;
давление по радиусу и сторонам в пределах ширины фрик-
ционных накладок при прогибе основания ВД пропорциональ-
но их деформациям, вызванным действием осевых сил и ради-
ального упругого момента.
Последовательность формирования давления по радиусу и
сторонам пар трения при включении ФС представлена на рис.
2.46, где в левых сечениях ВД условно показаны силы, дейст-
вующие в радиальной плоскости, а в правых—-эпюры давле-
ний на противоположных сторонах фрикционных накладок 5 и
6. По оси ФС условно показана сила трения FT, препятствую-
щая перемещению ступицы 4 ведомого диска, и сила упругой
деформации F стального основания 3 ведомого диска, левее —
нажимные усилия Р, действующие со стороны дисков 1 и 2.
На рис. 2.46, а показан общий случай распределения давле-
ний в начале включения ФС при малых значениях F?, когда
деформацией основания 3 диска можно пренебречь. Для одно-
дисковых ФС это соответствует окончанию выбора зазоров
между фрикционными парами и началу их сжатия, пока под.
действием возрастающего момента трения F? незначительна.
Для двух- и многодисковых ФС такое распределение давления
может быть на первых от нажимного диска фрикционных па-
рах до окончания выбора зазоров в последующих парах тре-
ния. В этом случае сжатие фрикционных пар происходит при
равномерном распределении давления pOi и рог по радиусу и
сторонам фрикционных накладок под действием нажимных сил
Pai и Р02, представленных в радиальном сечении силами P'oi
И Р'о2- При ЭТОМ Ро2<Роь ТЭК КЭК Ро2 = Л)1-Дг-
На рис. 2.46, б показано распределение давлений на завер-
шающем этапе включения ФС под действием нажимных уси-
лий Pi и Р2 и прогибе основания ведомого диска под действи-
ем силы F. Здесь к давлениям poi и рог добавляются давления,
пропорциональные деформациям основания. Площади их эпюр
175
Рис. 2.46. Силы и эпюры распределения давления на поверхностях пар тре-
ния ВД:
а — в начале включения; б — при окончании включения; 1 — нажимной диск; 2 —
опорный ведущий диск; 3 — стальное основание БД; 4 — ступица; 5 и 6 — фрик-
ционные накладки
одинаковы, но развернуты на 180° в пределах ширины накла-
док (RH—RB) соответственно действию радиального упругого
момента MR.
Тогда функции распределения суммарного давления по ра-
диусу и сторонам фрикционных накладок для стороны, обра-
щенной к нажимному диску,
jP1(X)=jPi(/?)=/?oi+aXi; (2.108)
для стороны, обращенной к опорному ведущему диску,
/72(Х)=/72(/?) = /2024-аЛ^, (2.109)
где R — текущий радиус поверхностей трения; а — коэффици-
ент пропорциональности; п — показатель степени.
Для решения уравнения (2.108) относительно R вначале
необходимо определить силу P\ = P'0l+Fr (F' — равнодейству-
ющая эпюра давлений aXnt):
^i=J (/?и_ЬйХ1)г/Х1=/^01 (/?и /?в)
о
п 4- 1
(2.110)
Следовательно,
п 1
(2.Ш)
176
Чтобы установить связь между F' и F, прежде определим
абсциссу g центра тяжести эпюры давлений, ограниченной
функциями pi(X), р01 и ординатами RK и ЯЕ-
Из рис. 2.46, б
F'(RH-RS-K) = ^ rfAdXp (2.112)
О
Решим уравнение (2.112) относительно g:
. (2.113)
«4-2
Согласно 2-й теореме Гюльдена, объем тела вращения ука-
занной эпюры относительно оси у, в нашем случае численно
равный F, с учетом (2.113) можем выразить так:
F = 2n| +.1)+/?п ~[F, (2.114)
L п + 2 J
Коэффициент а определяется из выражений (2.111) и
(2.114):
а =---------F {п + 1}-(п + 2>--- . (2.115)
2л [/?„ (« + 1) + RB](RB -RB'n+1
Учитывая, что
_____Рп Р{ — F
А1- ^№-Rb) ’ (2Л16)
и используя зависимость (2.115), уравнение (2.108) приводим
к виду
,____ Pzk-x — Fк । (« 4- 1) (« 4- 2)(/?„ — R>n
-Г 2л[/?н(«4-
(2.117)
Проведя аналогичные преобразования уравнения (2.109),
получим
,р\____~ Fk । Fк (п 4- 1) (« 4- 2) (R — R„)n
Р2К( “ Г 2Л [/?„(« 4- О+Яв](Ян-Яв)"+1
(2.118)
В выражениях (2.117) и (2.118) индексы 2К—1 и 2/\ опре-
деляют в многодисковых ФС последовательность расположе-
ния нечетных и четных пар трения, где К — номер ведомого
диска считая от нажимного.
Нажимные усилия на четных парах трения
= P2К-1~ Fк- (2.119)
177
Для определения показателя степени п в уравнениях (2.117)
и (2.118) рассмотрим прогиб упругой кольцевой пластины, за-
щемленной по контурам, от силы F, создающей в радиальной
плоскости упругий момент MR (см. рис. 2.46, б):
м =d(— +н—'j ,
R \dRT Rj
(2.120)
где D — цилиндрическая жесткость,
D=
ЕЬЪ
12(1—р.2)
(2.121)
<р — угол наклона касательной в любой точке прогиба дис-
ка; ц. — коэффициент Пуассона.
Угол <р находится из выражения
? = —^-(21п/?-1)+-^ + ^-, (2.122)
где С] и С2 — постоянные, определяемые граничными условия-
ми: при R=RB и R=Rs угол <р = 0. Тогда
сг= л -27- [/?в(21п/?в- 1)-/?з2(21п/?з - 1)]; (2.123)
4л£> (RB — R3)
FRlRl In ~
C<2 =---------. (2.124)
4nO(tf2B-/?2)
Подставив уравнения (2.123) и (2.124) в выражение (2.122),
найдем
PR* ~ - $ (In V- - О] - 1п
I \ J \ *\ } J *\ в
dR
4nDR? (Rl-Rl)
(2.125)
Используя зависимости (2.120), (2.122) и (2.125), опреде-
лим при R=RB момент MR, под действием которого возникают
дополнительные деформации основания ведомого диска, вызы-‘
вающие в пределах ширины фрикционных накладок изменение
давления по радиусу и сторонам:
F In -/?!)]
(2.126)
178
Рис. 2.47. Распределение дав-
лений на парах трения в за-
висимости от радиуса трения
и их удаления от нажимного
диска (/?3“0,06 м):
1 и 2 — номера фрикционных пар
по мере их удаления от нажим-
ного диска;_______,FK=1250 Н;
---------FK=750 Н; — . —FK==
—250 Н
Выражая момент MR
при R = RB через эпюры
давлений на парах тре-
ния и учитывая зависи-
мость (2.14), после преоб-
разований имеем
Л4Л = .
2л[/?я(п + 1) + /?в] '
(2.127)
На основании выраже-
ний (2.126) и (2.127) оп-
ределяется показатель
степени
2/?| In - (^в - ^)] + ^в)
__________L_________Кз_____________________________________
2 (Яв — Pg) (/?„ - /?3) + /?н In - (R* 2b - /?|)]
(2.128)
Показатель степени п
зависит только от разме-
ров ВД сцепления. На
рис. 2.47 и 2.48 приведе-
ны расчетные кривые рас-
пределения давления по
парам трения при Ян=
=0,2 м; 7?в=0,11 м: Pi =
=8000 Н; Рк=250... 1500
Н; /?з=:0,05... 0,09 м.
Рис. 2.48. Распределение дав-
лений на парах трения ФС в
зависимости от радиуса тре-
ния и удаления пар от нажим-
ного диска (FK=750 Н):
/ и 2 — номера фрикционных пар
по мере удаления от нажимного
диска; —-----------RE=0,05 м;
---------Rs—0.07 м; — . —
Л3-0,09 м
179
Рис. 2.49. Распределение дав-
ления на парах трения сцеп-
ления трактора Т-150К (Pi =
= 10,18 кН; Л =1,346 кН;
Р2= 1,254 кН):
/—4 — порядковые номера фрик-
ционных пар по мере их удаления
от нажимного диска;------ рас-
четные кривые;-----------экспе-
риментальные кривые
На рис. 2.49 представлены хорошо согласующиеся экспери-
ментальные и расчетные кривые распределения давления по
радиусу и парам трения в процессе окончания включения сцеп-
ления трактора Т-150К.
Потери осевого усилия в ВД при включении ФС
Рассмотрим два случая:
1) потери осевого усилия в ВД определяются силами тре-
ния в шлицах, и тогда FK = F\.K-,
2) потери осевого усилия в ВД зависят от сил упругой де-
формации их стальных оснований FK.
В дальнейшем все параметры со штрихом относятся к пер-
вому случаю, так как при одинаковом усилии на нечетных
парах трения усилия на четных парах и силы трения в шлицах
будут отличаться от второго случая. Кроме того, в многодиско-
вом ФС при одинаковых конструктивных параметрах, но раз-
личной жесткости стальных оснований ВД усилия на нечетных
парах трения также различаются.
Согласно принятым допущениям, для первого случая p(R) =
— const и сила трения в шлицах ВД
3/?ш.в (/?2Н - ^) + 2 (/?’-/?®) ЛЛ
(2.129)
где fi — коэффициент трения в шлицевом соединении; /?ш.в —
средний радиус шлицевого соединения ВД с валом.
Во втором случае потери осевого усилия в ВД определяют-
ся его силой упругой деформации, так как она меньше силы
трения в шлицах. Для диска в виде кольцевой пластины (см.
рис. 2.46, б) при малых прогибах
180
<p==ds/d/?,
(2.130)
где 6 — прогиб пластины.
Подставив выражение (2.122) с учетом (2.123) и (2.124) в
(2.130), после преобразований получим
-7g(21n/?„- 1)]- 1, /.?а+с,, (2.131)
4nD(R?-R2)
где Сз — постоянная интегрирования, определяемая граничны-
ми условиями: R = RB, 6 = 0,
Cs=^^L ,n^+.. W(21)-
4nD(R2B-R2) \6nD(R2B-Rl)
FR2
- Rl (2 In /?8 - 1)] - -5- (In RB - 1).
оЛО
Уравнение (2.131) с учетом (2.132) преобразуется
случае для Л-го диска к виду
Rl-^3
(2.132)
в общем
8x-
Из (2.133)
У /кв ’
Rl-Rl
выразим силу упругой деформации
16лОВ„
Л
16л/?
(2.133)
к—-------
r2b-rI
(2.134)
В формуле (2.134) неизвестным является прогиб К-го
диска, который в однодисковом ФС равен деформации фрик-
ционной накладки на четной поверхности трения (рис. 2.50),
т. е. 6i=X2; в двухдисковом ФС 62 = ^4, a 6i=X2+X3+X4. Тогда
при линейной упругой характеристике (кривая 1 на рис. 2.51)
фрикционной накладки для однодискового ФС
8К = P2K-\-fk , (2.135)
сл
где С% — жесткость фрикционной накладки.
Подставив выражение (2.135) в (2.134), получим
/-------i------- (2.136)
I - Rl - 4/?^ [In —М / (R* - ft) 1 + 16nD
L \ / / ' J
181
или, обозначив
-------------Г-6- g <2 .-------------• (2.137)
Сх [«в 4^1 (1п / (^ ~ Яз)] + ’6лЛ)
Рк^=Рчк-1^к- (2.138)
Экспериментальные упругие характеристики фрикционных
накладок, как правило, нелинейные (кривые 2...4 на рис. 2.51)
и описываются уравнением вида
PiK=^^k- (2.139)
Постоянные С4 и п{ в уравнении (2.139) определяются, если
произвольно задаться двумя точками на кривой с координата-
ми ^12) и М2(Р22, Л22), после чего окажется, что
Р22=ед. (2.140)
Поделив почленно одно уравнение на другое и логарифми-
руя, находим
=(1п Р21 — In P22)/(ln Х21 — In Х22). (2.141)
Подставив «1 в любое из соотношений (2.140), вычислим
С4. Разрешив уравнение (2.139) относительно с учетом вы-
ражения (2.119), получим
Х2/г=¥(Р2К_1-^)/С4. (2.142)
182
Рис. 2.52, Упругие характеристики ВД сцепления:
а — осевая упругая характеристика ВД; б —упругая характеристика стальной осно-
вы ВД
Поскольку то после подстановок (2.142) в (2.134)
получим уравнение, которое решается относительно FK мето-
дом итераций на ЭВМ:
(2.143)
«в - *з - (In R3/RaFl(R2B- Rl)
Для двухдискового ФС F2 определяется из выражения
(2.143), a Fi = 3F2.
По известным упругим характеристикам ведомого диска ФС
(рис. 2.52, а) и суммарному нажимному усилию Рвж пружин
находим осевую деформацию ВД. Так как деформация
стальной основы ВД в однодисковом ФС 6i = 6p=0,5Xp (рис.
2.52, б) определяет то в двухдисковом ФС 62=0,5Хр, а
61 = 1,5 Хр.
Зная FK, из выражения (2.138) получим
^==^/^-1- (2.144)
Для однодискового ФС Ak^Fi/Рпж-
По расчетным зависимостям (2.129), (2.138) и (2.143) нель-
зя найти осевые потери на стадии проектирования диска, так
как неизвестно, к какому случаю их отнести. Для решения
этой задачи определим прогиб стального основания ВД от си-
лы F'tk по выражению (2.133), заменив в нем FK на F'^k'.
8к=~-[^-/?1-4/?в/?1(1п )2/(/?в-/?з)1 • (2.145)
Деформацию фрикционных накладок на произвольной чет-
ной поверхности (см. рис. 2.50) можно представить так:
при линейной упругой характеристике фрикционных накла-
док
(2.146)
183
при нелинейной
^2к—V Р2к1Сц. (2.147)
Если при расчете окажется 6'к>6к, это значит, что Е'тк>7'к,
так как прогиб стального основания ВД не может быть больше
суммы деформации его фрикционной накладки на четной поверх-
ности трения и деформации всех фрикционных накладок, рас-
положенных ближе к маховику двигателя. В этом случае потери
осевого усилия в диске определяются силой упругой деформации
стального основания и рассчитываются по формуле (2.138) или
(2.143).
При 6'хСбх потери осевого усилия в диске равны силе тре-
ния в шлицах и определяются по формуле (2.129).
Распределение сил и моментов по парам трения при буксовании
При включении ФС нажимное усилие за счет потерь в нап-
равляющих элементах ведущих и ведомых дисков постепенно
уменьшается по пути от нажимного диска к замыкающему.
Вследствие различия нормальных давлений в контакте фрикци-
онных пар и радиусов трения из-за неравномерности давлений
по ширине, на них развиваются различные моменты трения.
Так как потери нажимного усилия при прочих равных усло-
виях зависят от жесткости стального основания ВД, рассмотрим:
1) ВД с жестким стальным основанием, в которых потери
осевого усилия при включении ФС равны силе трения в шли-
цах F'tK;
2) податливые ВД (F'TK>FK).
Чтобы найти распределение моментов и осевых сил по парам
трения, помимо указанных выше допущений, примем:
коэффициенты трения всех фрикционных пар одинаковы;
влияние пружин механизма разведения ведущих дисков на
потери осевого усилия по парам трения пренебрежимо мало.
Тогда для дисков с жестким основанием осевые силы, дейст-
вующие на произвольные нечетные и четные пары трения [23],
1 \Л п + лл г , р ' Кшв ’ -I (. Rr \ 1-Л/1 р ' 'ми.н ' к-1
* ЛК—1 —1 нж . о 1 + ЛЛ^М \ / (i-лл О... D V к-1 П ( Rt ' Р+ЛЛ р \ ^ш.н . ^Ш.Н \к К-1
X — * ЛУК. J+ЛЛ R \Л' 1 / fl + Л/1 „ \ ^Ш.Н 4 \к ’
(2.148)
(2.149)
184
где Кш.в, Кш.я — средний радиус шлицевых внутренних и наруж-
ных направляющих дисков.
Аналогично определяются моменты, передаваемые произволь-
ной парой трения и ФС в целом:
(2.150)
(2.151)
Рассмотрим податливые ВД (когда Ftk>Fk.) на примере
двухдискового ФС (рис. 2.53).
Момент, развиваемый первой фрикционной парой,
M^f.tPxRnX, (2.153)
где
(2.154)
Решая совместно выражения (2.154) и (2.153), имеем
Р КЖ ftFnl
п Ш.Н
АД
(2.155)
Из (2.153) с учетом (2.155) выразим нормальную силу на
первой поверхности трения
Л =---------Р*-------. (2.156)
, , j. , Rni
Аналогично момент, передаваемый второй парой трения,
M2=P2fTRn2. (2.157)
185
М2 =
Рис. 2.53. Расчетная схема двухдис-
кового ФС
Из выражения (2.119) с
учетом выражения (2.138) по-
лучим
= (2.158)
Следовательно,
(2.159)
Подставив (2.156) и (2.159) в
(2.157), найдем
Рцж (1 — ^1) ftRn2
1 + fyf-t (^rtl/^ш.н)
(2.160)
Нормальное усилие на второй паре трения определится из
(2.157) с учетом (2.160):
р =- А)----------------. (2.161)
1+/1Л(РЛ1/ЛШ.И)
Аналогично первой и второй паре нормальные силы и момен-
ты на третьей и четвертой парах трения можно представить
в виде
/’кж (1 - Л) П - ЛА ~~~ ftRn3
М3==-------------i---------^-1.--------
(1 +Л/т (1
\ 'ЧН.Н / \ ^Ш.н /
э _________________2________^уш-н f.
(1 + ЛЛ (I + ЛЛ )
\ J \ Кшл I
^нж(1 - Л) (1 - А) 6 -fif,
(* + ftfi ~T~ + /1Л n"? )
\ 'ЧЦ.Н / \ ^мд.н '
Л.»(1 -A)(1 -Wi - ЛЛ-™-)
_____________________ _________^lu..h z
(1 + f 'fi —(1 + ЛЛ
\ «Ш -H / \ ' *ш -H /
(2.162)
(2.163)
(2.164)
(2.165)
В расчетные зависимости по определению нормальных сил и
моментов, действующих на парах трения, входят приведенные
186
радиусы трения, которые зависят от эпюр давления на этих по-
верхностях. В общем виде, без индексов, приведенный радиус
трения
%п=МЦ/,Р). (2.166)
Нормальное усилие на парах трения
«и
Р=2л J p(R)RdR, (2.167)
*в
момент трения
4
Мг=2л/Т f p(R)R2dR. (2.168)
«в
Тогда, подставив выражения (2.167) и (2.168) в уравнение
(2.166), получим
Rn=—^---------------• (2.169)
"и
С p(R)RdR
Используя выражение (2.169), с учетом выражения (2.117)
для произвольной нечетной пары трения получим
R (^-1-^)(^-^)/[зл(^-^)] + гкне ,917пч
2*-1 1Р2К-! ~ + FKH*
где
_________________________(л + 1) (л +2)____.
~ 2л [Ян (л + 1) + /?в] (7?3 - Ra)n^ ’
о Я„Я"+1 2ЯНЯ"+2 , Я"+3
л -f-1 л + 2 Л 4" 3
п пЛ-М оЛ-Ь2
КнКе Кв
ф —---------------.
л + 1 л 2
(2.171)
(2.172)
(2.173)
Аналогично приведенный радиус на произвольной четной па-
ре трения представим в виде
(Р2к ~~ (рч ~~
Р ,
Кп2Д р _р
Г2К Г К .
----------г
2л
187
' (Rh-2/?в)л+3 2RB (RH-2/?B)n+2 R2b (Rb-2/?6)n+1 '
п + 3 + n +2 n + 1
к1
(Ra-^)n^ Rb(/?h-2Rb)‘
п + 2 п + 1
(2.174)
Формула (2.174) непригодна для практических вычислений,
так как отрицательная величина является степенной функцией.
Поэтому средний радиус трения на нечетной фрикционной паре
установим, применив искусственный прием. Положим, что здесь
эпюра давления соответствует четной фрикционной паре, но по-
вернута на 180° относительно вертикальной и горизонтальной
осей. В этом случае
+ F т
к
3n(R2-R2)
(Р2К ~ Рк)/@П) + РКН®
Развернув эпюру в прежнее положение, имеем
^П2К = “ ^‘l2K-l ’
или, принимая во внимание выражение (2.2),
<Р2К-^)(^н-^)
„ 4(R3-R3b) Зя(/?2—R2)
“2К з(я2-я2в)
^п2К-1
(2.175)
Выражения (2.170) и (2.177) с учетом выражений
и (2.138) преобразуются к виду
С1 ~~^к) (*н ~ #н)
Л 1" V** 0
Зл(^н-^)
(* - АК')1^ + АКНФ
^(r2h~rI)_________к
(1-2Ак)/(2л) + АкНФ
Момент трения, передаваемый ФС,
-Мт = 2 ^2Л'-1 + 2 А^2К‘
R 4(^~^)
3 -(*»-*»)
(2.176)
(2.177)
(2.119)
(2.178)
(2.179)
(2.180)
188
Так как доля работы буксования пропорциональна моменту,
действующему на паре трения, то в общем виде коэффициенты
распределения работы буксования по нечетным и четным фрик-
ционным парам можно представить в виде
(2.181)
К£уг=М2К/Л1г (2.182)
Коэффициент запаса автомобильного ФС определяется по
выражению (2.4), а тракторного [4]
Р=МтДИд.н. (2.183)
Расчет синевой нагруженности ФС
Расчет силовой нагруженности сцепления тракторов и авто-
мобилей выполняют в такой последовательности:
1) по формуле (2.148) определяют осевую силу на первой
поверхности трения;
2) по формуле (2.129) находят силу трения в шлицах пер-
вого ВД, а по формуле (2.145)-—прогиб стального основания
первого ВД под действием силы Д'тГ,
3) по упругой характеристике фрикционных накладок (см.
рис. 2.52, а) определяют Лр, а затем (см. рис. 2.52, б) FK. При
этом принимают в однодисковом ФС 6i = 6p = 0,5Xp, в двухдис-
ковом ФС 62=0,5Хр, а 61 = 1,5ХР;
4) если 6'1^61, то расчет моментов производится по форму-
лам (2.150), (2.151) и (2.155);
5) если 6'i>6i, то моменты рассчитывают по формулам
(2.155), (2.160), (2.162), (2.164) и (2.180), предварительно уста-
новив по выражениям (2.178) и (2.179) с учетом (2.144) приве-
денные радиусы трения во фрикционных парах;
6) по формулам (2.181) и (2.182) определяют коэффициен-
ты распределения работы буксования по парам трения, а по вы-
ражению (2.183)—коэффициент запаса ФС.
Расчетные выражения (2.150), (2.151) и (2.152) могут быть
уточнены, если вместо Дт подставить в них значения опре-
деленные по формулам (2.178) и (2.179).
По настоящей методике была рассчитана силовая нагружен-
ность ФС трактора ДТ-75М. При этом принималось: RB =
= 0,102 м; = 6,176 м; Д3 = О,ОЗ...О,О8 м; fT=0,25; Д = 0,15;
Рнж=6500 Н. Упругие характеристики ВД представлены на рис.
2.51, а результаты расчетов — на рис. 2.54. Установлено, что при
одинаковых размерах фрикционных накладок в зависимости от R3
и осевой податливости ведомых дисков моменты, передаваемые
ФС, могут существенно различаться. Так, при определенных кон-
структивных параметрах ведомых дисков с увеличением осевой по-
189
датливости предельный момент
трения ФС уменьшается на
30%. Экспериментальная про-
верка [38, 58] подтверждает
результаты расчетов и, следо-
вательно, природу уменьшения
момента трения ФС с упруги-
ми ВД.
I — зоны рассеивания экспериментальных
значений; I — кривые, рассчитанные по
предложенной методике; 2 — кривые,
рассчитанные согласно [23]
Рис. 2.54. Зависимость момента тре-
иия ФС трактора ДТ-75М от Дз и
осевой податливости ведомых дис-
ков:
1, 2, 3 и 4 — кривые, соответствующие
осевым упругим характеристикам ВД, пред-
ставленным на рнс. 2.51
Расчеты показывают, что для ВД серийного ФС трактора
ДТ-75М 6'1>6Ь По формулам (2.155), (2.160), (2.162), (2.164)
и (2.180), а также согласно методике работы [23] были подсчи-
таны моменты трения для каждого из ВД и ФС в целом при
различных значениях статического коэффициента запаса рст.
Результаты расчетов и экспериментов представлены на рис. 2.55
(здесь Рст=Мт.п/Л1д.нХ откуда видно, что наибольшая погреш-
ность определения момента трения ФС по предложенной ме-
тодике не превышает 8%, против 17% по методике работы
[23].
Расчеты и эксперименты показывают, что для снижения
силовых потерь в ФС, наряду с уменьшением трения в осевых
направляющих дисков, желательно понижение изгибной жест-
кости основания ВД.
190
2.8. ПРОЦЕССЫ БУКСОВАНИЯ
Процессы трения и износа ФС носят ярко выраженный неста-
ционарный характер. Это означает, что для оценки надежности
и долговечности пар трения недостаточно располагать только
отдельными, даже весьма важными показателями, такими, как
нагрузка на фрикционном контакте и скорость скольжения.
Здесь необходимы обобщающие, комплексные показатели, кото-
рыми являются работа буксования LT и мощность трения NT
ФС:
| А1т(и)д —co„)d/; (2.184)
NT=LT/t6, (2.185)
где сод и соп — угловые скорости валов двигателя и ФС.
Условия работы и процессы буксования ФС автомобилей и
тракторов существенно различаются. Это объясняется тем, что
автомобиль, как правило, разгоняется с места на первой или
второй передаче. При этом водитель управляет подачей топлива
в двигатель. Трактор же разгоняется с места на любой передаче
и при максимальной частоте вращения коленчатого вала двига-
теля. Поэтому работа буксования для ФС автомобилей и трак-
торов определяется по различным методикам.
Работа буксования в процессе включения ФС автомобиля
Во включенном состоянии ФС его ведущие и ведомые части
вращаются как одно целое, передавая мощность и крутящий
момент от двигателя на трансмиссию машины. Основную часть
своего срока службы ФС работает во включенном состоянии.
Но так как в это время нет относительного скольжения ведомых
и ведущих частей, то нет изнашивания и нагрева поверхностей
ПТ. Эти явления происходят во время включения (буксования)
ФС, при трогании машины с места или изменении скорости с
переключением передач.
Обычное включение ФС сопровождается плавным, без рыв-
ков, но достаточно энергичным троганием машины с места.
Обработанная осциллограмма такого процесса буксования по-
казана на рис. 2.56. Относительно быстрое движение педали
ФС в первой фазе включения сменяется короткой остановкой,
во время которой при неполной реализации нажимного уси-
лия пружин Рнж заканчивается процесс буксования. Достаточ-
но четко можно различить два периода: от начала буксования,
когда появляется ЛТт, до точки А и от нее до конца буксова-
ния. Первый период, продолжительность которого около (0,4...
191
Н-м
Ю7,5 ~
325,0 -
152,5 к
О L
Рис. 2.56. Типичная осциллограмма
процесса буксования сцепления при
трогании автомобиля ЗИЛ-431410 с
места на ровном асфальте
...0,5)/б, характеризуется отно-
сительно быстрым ростом зна-
чения Рнж- Однако значение
7ИТ еще недостаточно, чтобы
обеспечить интенсивный раз-
гон машины, отчего пл растет
быстрее, чем пп- Второй пери-
од, проходящий почти при не-
изменном значении Рнж, ха-
рактеризуется увеличением пп-
Несмотря на то, что водитель
в это время продолжает уве-
личивать подачу топлива, пл
понижается от максимума до
значения пс, лишь незначительно превышающего частоту вра-
щения ведущих частей пнч перед началом буксования. В первый
период включения 7ИТ нарастает значительно быстрее, чем во
второй, достигая максимума к концу процесса буксования. Та-
ким образом, в процессе буксования ФС непрерывно изменяют-
ся пд, Пп, Мт и другие параметры, что предопределяет неста-
ционарный характер трения и износа в ПТ.
Работа буксования ФС £т определяется угловыми скоростя-
ми ведущих и ведомых частей (сод и а>п), моментом трения Мт
и временем буксования te, связанных между собой выражением
(2.184). Для вычисления LT необходимо знать Mt=f(t); сод=
=f(t) и (i>n=f(t), которые зависят от условий эксплуатации,
типа и параметров машин, субъективных факторов и носят слу-
чайный характер. Поэтому необходимо с данной точки зрения
рассмотреть процессы буксования ФС для случаев, квалифи-
цированных в табл. 2.8.
Анализ осциллограмм для всех режимов, классифицирован-
ных в табл. 2.8, показал, что они могут быть сведены к четы-
рем характерным: 1) наиболее распространенные условия экс-
плуатации большинства машин; 2) резкое включение ФС;
3) плавное включение ФС; 4) тяжелые условия эксплуатации
большинства машин.
Типичная осциллограмма первого характерного режима
представлена на рис. 2.56, а изменение сод и Мт по времени
буксования в относительных единицах — среднестатистическими
кривыми 6 и 5 соответственно на рис. 2.57. Эти кривые с дос-
таточной точностью описываются следующими уравнениями:
“д = “max — (/ — 4/2) 4 (tomax — 0)нч)/4; (2.186)
= 7Итта J1 - (t - . (2.187)
192
Рис. 2.57. Зависимости MT=f(t), сод=
= f(0, CDn = f(f6)
Для определения соя исполь-
зуют уравнение движения ведо-
мой части двухмассовой системы
+ (2.188)
аг
Заменив в этом уравнении ЛГТ
выражением (2.187) в виде
Mr—At2-\-Bt,
где Д= — МТгаах/4;
В=2ЖТтах//б,
(2.189)
получим после интегрирования по t
wn=(At3/3JA + (Bt2/ ZJj-kMJlJj. (2.190)
Это уравнение графически представлено кривой 2 на рис. 2.57.
2.8. Классификация условий разгона автомобиля
Тип автомобиля и двигателя Дорога Включение ФС
1. Грузовой автобус и т. п. с карбюраторным двигателем. Автопоезд с дизелем Горизонтальная с твердым по- крытием Подъем с твердым покрытием Горизонтальная проселочная Подъем на проселке, карьер, бездорожье Обычное Плавное То же » Обычное Плавное Резкое
2. Автопоезд с карбюра- торным двигателем Горизонтальная с твердым по- крытием Горизонтальная проселочная Подъем с твердым покрытием Обычное Плавное То же »
3. Грузовой автобус с дизелем То же, что в п. 1
4. Легковой с карбюра- торным двигателем Горизонтальная с твердым по- крытием Подъем с твердым покрытием Обычное Плавное Резкое Обычное Плавное
7—1607
193
Резкое включение ФС (второй ха-
рактерный режим) сопровождается
значительными ускорениями машины
и применяется в редких случаях, на-
пример для того, чтобы вывести заст-
рявший автомобиль на дорогу. Для
Рис. 2.58. Типичная осциллограмма
процесса буксования сцепления при
резком трогании автомобиля ЗИЛ-
431410 с места иа ровном асфальте
Рис. 2.59. Осциллограмма процесса
буксования при плавном включении
сцепления в момент трогания с мес-
та автомобиля КамАЗ-5320 на ров-
ном асфальте
увеличения крутящего момента используется кинетическая энер-
гия вращающихся и поступательно движущихся частей двигате-
ля, а для повышения Мт ФС используется кинетическая энергия
быстро движущегося нажимного диска.
Типичная осциллограмма такого процесса буксования пред-
ставлена на рис. 2.58. Из нее видно, что характер изменения
пд, Пп и Мт качественно отличается от обычного включения
ФС. Первый период сопровождается резким увеличением Рнж,
которое полностью реализуется к концу периода, и почти мгно-
венным ростом Мт до Mr та*. Частота вращения ведущих час-
тей на этапе буксования падает от «шах, одновременно растет
и пп, что обусловливает рывок машины, часто сопровождаю-
щийся проскальзыванием ведущих колес. На втором этапе бук-
сования Мт резко уменьшается вплоть до отрицательных зна-
чений, а угловые скорости сод и соп в конце буксования умень-
шаются до значений, немного превышающих угловые скорости,
при которых двигатель глохнет.
Средние статистические кривые сод и Мт (4 и 7 соответст-
венно) представлены на рис. 2.57. Эти кривые с достаточной
точностью описываются следующими уравнениями:
7И=4Мта1[ — (1-—к
1 Tmax t6\ t6)'
(2.191)
(2.192)
194
Рис. 2.60. Процесс буксования сцеп-
ления при трогании автомобиля
«Москвич-2140» на подъеме
Здесь h — коэффициент, ха-
рактеризующий наклон линии
<1)1 = f (<Вб) •
Приравнивая правые части
(2.188) и (2.191), после преоб-
разования и интегрирования с
учетом (2.189) получим
4//з £(!2 ли
ч>„ —----------------—.
3/2 ‘ /2 /2
(2.193)
Это уравнение графически представлено кривой 2 на рис.
2.57. Для использования в дальнейших расчетах отметим не-
которые показатели этого процесса буксования: h = 0,60; comax
совпадает по времени с a AfTmax соответствует половине /б-
Типичным случаем плавного включения ФС является ситуа-
ция, когда водитель, ожидая сигнала светофора, разрешающе-
го движение, уже включил передачу в коробке передач и ма-
шина начинает трогаться при неполной реализации Ркт и с
постоянной подачей топлива. Осциллограмма такого процесса
буксования представлена на рис. 2.59. Он отличается от про-
цесса, показанного на рис. 2.56 (обычное включение), лишь
тем, что значение сод практически постоянно.
Средние статистические кривые <вд и Л1т (3 и 5 соответст-
венно) представлены на рис. 2.57. Очевидно, что сод=сопз1.
Тогда Мт можно найти из уравнения (2.187), а &п — из урав-
нения (2.190).
Тяжелые условия эксплуатации (четвертый характерный
режим нагружения) весьма разнообразны. Одним из таких
случаев является трогание машины на подъемах, близких к
максимальным. Осциллограмма процесса буксования для та-
кого случая представлена на рис. 2.60, откуда следует, что (онч
значительно превышает <вс [сос~ (0,4 ... 0,5) ыНч], а Л1ттах прак-
тически совпадает по времени с окончанием процесса буксова-
ния. Для такого режима нагружения функция ол=?(() описы-
вается уравнением (2.192) (кривая 4 на рис. 2.57), а Л4Т =
=f(t)—уравнением (2.187) (кривая 5 на рис. 2.57). При этом
а>п определяется из уравнения (2.190) (кривая 1 на рис. 2.57).
Анализ отечественного и зарубежного экспериментального
материала показал, что предложенные выражения пригодны
для описания процесса буксования ФС современных и пер-
спективных моделей автомобилей, что указывает на их уни-
версальность.
7*
195
При дальнейшем рассмотрении буксования ФС сделаны
следующие допущения.
1. До включения ФС ведомый вал неподвижен, т. е. юи = 0;
2. Ведущие и ведомые части системы абсолютно жесткие, а
коэффициент неупругого сопротивления в трансмиссии равен
нулю. Правомерность этого допущения основывается на следу-
ющем. Пусть сое — угловая скорость буксования, вычисленная
без учета податливости системы. Очевидно, что с учетом ее
i4=(o6-|-acos2n где Г—период колебаний, а а — амплиту-
да. Следовательно,
‘б
Lr~ /Ит^о)б-[-а cos 2л — jd t =
b
<6 <6
— ^7WTacos2n^-^d/. (2.194)
b b
Второй член этого равенства можно представить как сум-
му интегралов по периодам. В каждом из таких интегралов
можно вывести Л!т за знак интеграла, так как на протяжении
периода момент трения изменяется незначительно. Тогда каж-
t + T
дый член и сумма пропорциональны интегралу cos 2л-у-d/,
i
который равен нулю. Следовательно, весь второй член суммы,
определяющий Лт, равен нулю.
3. Моменты сопротивления вращению ведущих и ведомых
частей M't и М"т пренебрежимо малы, ибо они меньше Л!т как
минимум на порядок.
4. Момент сопротивления движению машины Мс = 0.
Тогда уравнения движения для ведущей и ведомой систем
автомобиля за время буксования ФС запишутся в виде
d ы,
д d/
(2.195)
Мт —Л4С4- J п
где /д — момент инерции вращающихся масс автомобильного
двигателя; ]п — момент инерции поступательно движущихся
частей автомобиля, приведенный к валу ФС.
196
Чтобы найти работу буксования, необходимо решить урав-
нение (2.184) для четырех характерных режимов нагружения
ФС при трогании машины с места, указанных в начале раз-
дела.
Для первого характерного режима — наиболее распростра-
ненные условия эксплуатации автомобилей — в уравнение
(2.184) подставляются выражения (2.186), (2.187) и (2.190).
После преобразований находим
J _ _______^пюнч______ (7/3) h + 1
т ттах (2/3)/Итгаах-ТИс L 5
АДтах ' (15/8) Мс '2 jggx
ЗМттах - (9/2) Мс J’ ' ’
ГДе h— СОтах/йнч/ йнч— We-
Для автомобилей с дизелями и карбюраторными двигате-
лями Л =1,1 и 2,2 соответственно.
Работа буксования для автомобилей с карбюраторными
двигателями
2
>нч
ZT=MTmax---------
(2/3) Л/тп1ах — Л4С
1,23
Airmax-(15/8) Л)с \
ЗЛ4ттах-(9/2)Л1с )’
(2.197)
а для автомобилей с дизелями
j __ _______^пСйнч____Го yQ А1ттах ’(15/8)410 ~1
т— ттах (2/3)Л1тшах — Л4С L ’ ЗЛ/ттах- -(9/2)Л1с ]•
Время буксования ФС
_____________________________З^л^нч__
б“ 2Л4ттах — ЗЛ4С "
(2.198)
(2.199)
В выражениях (2.196)...(2.199)
J„= таГкач/(«к.„«о)2; ^Ис= "гагкач/с/«О«к.и;
та — полная масса машины; гкач — динамический радиус каче-
ния ведущих колес; wK.n и Wo — передаточное отношение соот-
ветственно коробки передач и главной передачи; fc — коэффи-
циент сопротивления дороги, учитывающий сопротивление ка-
чению и подъему.
Из уравнения (2.187) следует, что максимальный момент
трения ФС Л1Ттах совпадает по времени с окончанием процес-
са буксования, когда момент трения из внешнего, определяю-
щего процесс трогания, превращается во внутренний момент
трансмиссии машины. С этого времени момент трения ФС ра-
вен крутящему моменту двигателя. Таким образом, для време-
ни /б можно написать, что Мтгпах=Л1д, что дает возможность
определять в уравнениях (2.196)...(2.199) ЛЬгтах из внешней
197
Рис. 2.61. Влияние различных факторов
на L
характеристики двигателя соответ-
ствующего автомобиля при а>нч, так
как в рассматриваемом случае
Онч == 0)с-
Заметим также, что для боль-
шинства практических случаев урав-
нения (2.197) и (2.198) можно при-
менять в виде
7пшнч______
(2/3)Л1ггаах-Л7с
(2.200)
где соответственно для карбюраторных двигателей и дизелей
б'=1,23 и 0,72.
Анализ уравнения (2.196) и графика на рис. 2.61, на кото-
ром в относительных координатах представлены зависимости
LT от различных факторов, показывает, что работа буксования
увеличивается с повышением ынч. In, h и Мс и уменьшается с
ростом Л1т max- Из рис. 2.61 следует, что оптимальные соотно-
шения а>Пч, Jn и ЛГттах, при которых LT имеет минимальное
значение, лежат в области 1—1, соответствующей А/Апш-
—0,48.. .0,65.
Главным критерием пригодности метода определения LT,
помимо правильного отражения физической сущности процес-
са, является точность, которая определяется сопоставимостью
расчетных и действительных данных. При этом для определе-
ния расчетных значений LT из эксперимента использовались
только Ынч- Анализ большого числа сопоставлений показал, что
точность метода лежит в пределах ±20%.
Второй характерный режим — резкое включение ФС •— ха-
рактеризуется зависимостями (2.191)...(2.193). После подста-
новки их в выражение (2.184) и преобразований находим
A+tnax+i'-'V,, (1 — Л)
L Т1пахп+Ч\-------------. (2.201)
2Л1ттах-ЗЛ1с
__ 3/пцнч (1 — Л)
241тmax 3
(2.202)
где (оп = (ос = ынч(1—h); h—0,6 для автомобилей с карбюратор-
ными двигателями и Л = 0,2 для автомобилей с дизелями.
При использовании формул (2.201) и (2.202) Л1ттах = ₽Л1д,
так как в случае резкого включения ФС усилие нажимных
пружин сцепления реализуется полностью. Точность расчета в
этом случае лежит в пределах от —15% до +28%.
198
Для третьего характерного режима применяются зависимо-
сти (2.187), (2.190) и (2.194). После их подстановки в урав-
нение (2.184) и преобразований
£ = Л1 — /п“н,<---------[ 0,66- ^2-Щ^ -Г..(.!5./.8) (2.203)
тгаах (2/3)AlTmax-Мс L ЗМ1П,ах - (9/2) Л1С]
Здесь можно использовать формулу (2.200), где 6 = 0,66.
Точность расчета в этом случае лежит в пределах от —10%
до +32%. Последнее значение относится к автомобилям с
прицепом, где расчет не учитывает неодновременность их тро-
гания с места.
Для четвертого характерного режима — тяжелых условий
эксплуатации—используются зависимости (2.187), (2.190) и
(2.192). После их подстановки в выражение (2.184) и преобра-
зований
Z,T--=AlTlliax /лИнч(1 ..-------— а), (2.204)
Tmax {2;3)М[тзх-Мс\ 3 12 ) '
где /б определяется из выражения (2.202); Л = 0,6 для грузовых
автомобилей, h = 0,4 для легковых автомобилей.
Точность расчета в этом случае лежит в пределах от —24%
до +20%- Средняя мощность трения ФС для всех рассмотрен-
ных случаев разгона автомобиля определяется по выражению
(2.185).
При расчете LT автомобильного ФС шнч целесообразно опре-
делять по методу фирмы «Фихтель и Сакс»:
0J5nN,
3
(2.205)
(2.206)
где «м — частота вращения вала двигателя при максимальном
моменте Мд.ы; nN — частота вращения вала двигателя при мак-
симальной мощности.
Рассмотрим расчет работы и времени буксования при трогании авто-
мобиля КамАЗ-5320 с прицепом на ровном асфальтовом шоссе на 1-й пере-
даче. Осциллограмма процесса представлена на рис. 2.62.
1. Из осциллограммы находим, что пич=1970 мин-1, т. е.
ы = 205 рад/с.
2. Из технической характеристики автопоезда имеем
та = 27 220 кг; и0 — 6,53; uK.n = 6,35;
гкач = 0,5 м.
3. Из внешней характеристики двигателя находим, что при пяч =
= 1970 мин-* Л1д=550 Н-м.
199
Рис. 2.62. Осциллограмма трогания с места автомобиля КамАЗ-5320 с при-
цепом
4.
27 220 0,-52
(6,53-6,35)2
кг-м2;
п --
Мс
272 200-0,018-0,5
6,53-6,35
= 59 Н-м.
Здесь 0,018 — коэффициент сопротивления качению автомобиля на асфальте.
5. Из табл. 2.8 находим, что рассматриваемый процесс соответствует
обычному включению ФС и относится к первому характерному режиму на-
гружения, для которого применимы формулы (2.198) и (2.199).
6. Подставляя необходимые данные в (2.198), получим
4.26-2062
£г = 55° (2/3)-550 —59
0,72
550 -(15/8).59
3-550-(9/2)-59
= 128 000 Дж.
Действительное значение Ат, определенное из осциллограммы, равно
96 260 Дж. Следовательно, относительная погрешность расчета составляет
+ 13,2%.
7. Подставляя необходимые данные в (2.199), определяем
tf>
3-4,26-206
2-550-59
= 3,68 с.
Действительное значение te из осциллограммы равно 3,85 с, а относитель-
ная погрешность составляет — 4,5%-
Таким образом, в изложенном методе расчета работы бук-
сования ФС учитывается характер включения ФС, условия экс-
плуатации, основные параметры двигателя, трансмиссии и
машины в целом. Все величины, входящие в расчетные урав-
нения, определяются на основе нормативно-технической доку-
200
ментации, в результате чего искомый результат (LT и tf,) полу-
чается однозначным, зависящим от одного переменного — на-
чальной угловой скорости коленчатого вала двигателя io„4.
Работа буксования в процессе включения ФС трактора
Работа буксования в процессе включения ФС трактора явля-
ется одним из важнейших показателей, определяющих теплона-
пряженность и ресурс его ФС. Всережимное регулирование
дизеля и разгон на рабочей передаче машинно-тракторного
агрегата (МТА) в принципе позволяют достаточно точно опи-
сать процесс разгона и рассчитать £т аналитически. Первым
успешным приближением к решению этой задачи были работы
В. Н. Болтинского и В. Э. Малаховского [35], опубликованные
в начале 60-х гг. Однако принятая ими диаграмма разгона
МТА давала громоздкие аналитические зависимости для рас-
чета 7,т и, хуже того, опиралась на неудачное упрощение изме-
нения крутящего момента двигателя Мд в процессе буксования
ФС. Последний недостаток давал неверную связь параметров
процесса буксования с временем включения Тм ФС, что отме-
чали и сами авторы. Принятый в диаграмме разгона закон
изменения Мд оказался близок к реальному лишь при резком
включении ФС (7м— 0,2 с) [35], а при обычном темпе включе-
ния ,(tM= 1...2 с) не соответствовал регулярной характеристике
дизеля, что приводило к занижению LT на 10...30% [5, 9].
В последующие годы опубликован ряд работ, посвященных
анализу разгона МТА и методике расчета LT. Большинство
авторов приняло использованное в работах [5, 9, 35] линейное
нарастание момента трения Мт по времени с выходом на «пол-
ку» в конце включения ФС и постоянство момента сопротив-
ления Мс передвижению МТА, приведенного к валу ФС. Близ-
кое к реальному описание изменения Мд было предложено
Р. В. Вирабовым, однако использовать его в аналитических
зависимостях процесса разгона МТА практически невозможно.
Диаграммы разгона МТА, предлагаемые разными авторами,
часто отличались только уровнем описания закона изменения
Мд и, как следствие, степенью сложности аналитических зави-
симостей и их сходимостью с экспериментом.
К настоящему времени наибольшее распространение полу-
чили диаграммы разгона и методы расчета Ат, предложенные
А. С. Солонским [6] и В. М. Шариповым [5, 40]. Расчет по ме-
тодике работы [6] дает небольшое завышение £т; сходимость
результатов расчета 7,т по методике [5] с экспериментом еще
лучше и отвечает требованиям, предъявляемым к точности
инженерных расчетов. Недостатком диаграммы разгона, пред-
ложенной в работе [6], является пренебрежение коэффициентом
приспособляемости k двигателя. Учитывая тенденцию повыше-
201
Рис. 2.63. Диаграмма разгона МТА:
ния k тракторных дизелей, следует ожидать возрастания по-
грешности расчета LT по методике [6].
Аналитические зависимости, полученные на основе принятой
в работе [5] диаграммы разгона МТА (рис. 2.63, а), выгодно
отличаются относительной простотой. Это является следствием
допущения, что замедление ведущих масс системы начинается
одновременно с ускорением ведомых. Такое допущение позво-
лило получить близкую к реальной связь времени tM с пара-
метрами процесса разгона МТА. Так, эксперименты В. Н. Бол-
тинского показали, что при изменении tM в 10 раз угловая ско-
рость коленчатого вала двигателя в конце буксования сое
практически не меняется, что также следует из анализа диаг-
раммы разгона на рис. 2.63. Другие представления закона
изменения М:1 [6, 35] для достижения подобного результата при-
водят к существенному усложнению аналитических зависи-
мостей.
Время буксования to в зависимости от момента сопротив-
ления и инерционной нагрузки, даже при нормальном темпе
включения сцепления (7М=1—2 с), может оказаться меньше
tM. При этом диаграмма разгона становится «треугольной», в
отличие от диаграммы с «полкой» при to>tM. В работах по
разгону МТА, выполненных в I960...70 гг., анализировались
либо «треугольные» диаграммы, либо диаграммы с «полкой».
В работе [35] анализируется диаграмма В. Н. Болтинского и
получены аналитические зависимости для двух возможных экс-
плуатационных случаев: to>tM и /б «Хм- К сожалению, позднее
стала преобладать точка зрения, что диаграмма с «полкой»
является общим случаем процесса разгона, а «треугольная»
202
диаграмма — ее частный случай [9]. В работах [5 и 6] также
рассматриваются только диаграммы с «полкой», причем и
здесь не оговорено, что аналитические зависимости для случая
to<tM будут иметь другой вид. Структура формул для расчета
LT в работах [5, 6, 35] позволяет предположить, что при tt><tM
диаграммы разгона перестраиваются в «треугольные». На са-
мом деле использование формул, основанных на диаграмме с
«полкой», при te<tM неправомерно и в некоторых случаях
(например, для работы трактора в бульдозерном режиме)
значительно занижает Ат. Отметим, что для современных энер-
гонасыщенных тракторов режим разгона при t6<tM вообще
является преобладающим.
Таким образом, при анализе процесса разгона МТА необ-
ходимо рассматривать два равноправных эксплуатационных
случая: tf>>tM и tfi^tM (рис. 2.63). Это и предусмотрено в из-
ложенной ниже методике расчета параметров процесса буксо-
вания ФС трактора, являющейся дальнейшим развитием мето-
дики [5].
В основу расчета £т положена теоретическая диаграмма
разгона МТА (рис. 2.63), где в соответствии с установившимся
взглядом на периоды буксования ФС [5, 6, 35] полное значение
LT является суммой работ буксования на отдельных этапах
разгона. Такой вид диаграммы разгона МТА базируется на
следующих положениях.
1. Как это установлено многочисленными экспериментами
[5, 6, 9, 26], момент трения возрастает по линейному закону,
достигая максимума в конце включения ФС: Мт тах = Мд.нр.
На участке tM—tt,, если он существует, Л1Т = МТ max = const.
Этот участок на диаграмме разгона может отсутствовать, если
(рис. 2.63, б).
2. На участке разгона 0—t0, когда при включении ФС ве-
домый вал неподвижен, момент двигателя МД=МТ и изменяет-
ся пропорционально времени буксования t. В момент времени
t0 при неподвижном МТА Л1Д = Л1Т = Л1С. На втором участке
разгона t0—tM, в конце которого завершается включение ФС,
Мд изменяется также пропорционально времени буксования, но
менее интенсивно.
При таких допущениях небольшое завышение Л1д на участ-
ке 0—10 несколько компенсируется его снижением на участке
to—tM [5]. На участке разгона tM—to, в конце которого закан-
чивается буксование ФС (рис. 2.63, a), Ma=Ma.„k = const.
В теоретическом исследовании Р. В. Вирабова было доказа-
но, что при таком представлении об изменении моментов по-
грешность в расчете минимальной угловой скорости вала дви-
гателя не превышает 2% при обычном времени включения ФС
(6и=1 —2 с) и не выходит за пределы 5...6% при резком вклю-
чении (Z.m=0,15 ... 0,2 с).
203
3. Приведенный к валу МС момент сопротивления движению
МТА Мс = const.
4. При выводе расчетных формул не учитывается влияние
податливости и демпфирования элементов трансмиссии тракто-
ра, тангенциальной податливости ходовой системы, зазоров в
зубчатых передачах трансмиссии и в сцепке.
5. Буксование движителя в процессе разгона МТА мало, п
им можно пренебречь [5, 6, 48].
В качестве расчетной принимается двухмассовая динамиче-
ская модель МТА с одной фрикционной связью. Используя
уравнения динамики для валов двигателя и ФС при разгоне
МТА [5], полное значение работы буксования при (рис.
2.63) можно представить в виде
гм
ZT=Z.0-]-Z.i4- L2= f A4TwAd t -j- /|4т(<од —
б
‘t,
— w„)d/-j- J Л4т(шд —w„)d/, (2.207)
‘m
а при
‘б
At = Z04-A1= j“MT^d/+ f Л4Т—wn)d/, (2.208)
о tQ
где ыд и ып — угловые скорости валов двигателя и ФС.
При определении Lo на участке 0—16 пренебрегаем незначи-
тельным снижением ыд [5, 6], принимая сод=(од.х = const, где
ыд.х — угловая скорость вала двигателя на холостом ходу. При
этом to = tMk3/p, где k3—коэффициент загрузки двигателя, а
первые интегралы выражений (2.207) и (2.208) определяют
работу буксования £о ФС на первом этапе разгона МТА:
(2.209)
При определении Li на участке разгона t0—tM для случая
(рис. 2.63, а) моменты Л1Т и Л1Д находятся из соотно-
шений
==Л1ДЛ1 (В — /г3) (/ — —Q + M:;
Л4д==/14д.я (k— k3) (t —/0)^(/Л1 —/0)-фЛ1с.
Изменение угловых скоростей ыд и со)г для этого
разгона
(2.210)
(2.211)
участка
А/л.н(3-^(^-^о)2 ,
С0„ =03 X
я д’х 2/л(<Л1-г0)
” 2/„ (<Л1 — /0)
(2.212)
(2.213)
204
где /д —момент инерции вращающихся масс тракторного дви-
гателя; /„ — момент инерции поступательно движущихся час-
тей МТА, приведенный к валу ФС.
Используя выражения (2.210)...(2.213), второй интеграл
выражения (2.207), представляющий работу буксования Li на
втором этапе разгона МТА, приводим к виду
j ___ Г/02 Ь21(1 Мд.н (3 — О2 (3? + k3)
Нд-Х“ 123
X -Л]. (2.214)
\ /д 7п / J
На участке t0-—/д для случая t§^tM (рис. 2.63, б) с учетом
выражений (2.210)...(2.213)
L! = Гф/б + _
(3<б — ^з^ж)2 (ЗЗ^с + кз^м) ( ? & । Р ^з\1 (2 215)
~ 123/Л1(₽-Л3) \ J, jJJ' 1 7
Для участка разгона tM~~t6, полагая Мт=Мд.нр и Мд=Мд.,Д
найдем изменение угловых скоростей
^41.н (3 М Г 3 k3 , , , / xl . /9 91
% — “д.х----------7------ ------Z7-- Gf “Н* ~ См) > (2.2 Ю)
•>л L I
%Г 3-С, tM + (/ _ J (2.217)
•» д I р J
Используя зависимости (2.216), (2.217) и значения момен-
тов Мт и Мд для участка разгона tM—tc>, работу буксования,
представленную третьим интегралом выражения (2.207), при-
водим к виду
С2={2{Ч.х - АД.Н I? (/б - tM) +
+(₽-^3) 1М\
A J д J п //
(2.218)
После подстановки (2.209), (2.214) и (2.218) в (2.207) окон-
чательно получим для (рис. 2.63, а)
л-г2
Lt = (2/б ~/л1)--[(3лз2) (33 + лз) tM-Д
2 24р2
+ 12р (/б - tM) ф/б-k3tM>] (^+^\ (2-219)
\ Jn Jn 1
205
Здесь время буксования t6 определится из (2.216) и (2.217)
при условии, что t = te и о)д=ып-
/ =--------------------------д_ . (2.220)
Подставив (2.209) и (2.215) в (2.208), определим значение
LT для (рис. 2.63, б):
__ Мд,н<0; ,х ((3^6 ^з^М^ ~~Ь
~ Г 6 12^Л1(₽-Л3)“л.х
(2.221)
Время буксования ФС для этого случая определяется из
выражений (2.212) и (2.213) при условии t = tf> и ыд=к>п’
/б = 1 / ------~ - 1 . (2.222)
V Л1л.н[(3-/о/Л+(₽-*з)//п13 ₽
Чтобы определить LT ФС, необходимо предварительно уста-
новить, к какому из случаев отнести разгон МТА (см. рис.
2.63). Для этого находят время t'M включения ФС, при кото-
ром /б = /м'
. (2.223)
Мл.„ (₽ - k3) [(3 - k3)/Jn + (3 - k)/JA}
Если то Тогда LT и /б определяются по вы-
ражениям (2.219) и (2.220). Если то Здесь LT
и /б определяются по выражениям (2.221) и (2.222).
В расчетные выражения (2.219)...(2.222) входит время tM
включения ФС. В. Н. Болтинский на основании статистической
обработки 600 осциллограмм процесса разгона МТА класса 2
рекомендует в качестве расчетного принимать /м=1,5 с. По
данным многочисленных испытаний процесса разгона МТА с
тракторами Т-40М, Т-150К, выполненных в МАМИ, время вклю-
чения ФС находится в пределах 1,2...1,8 с. Следовательно, при
расчетах LT и t& можно принимать /м=1,5 с.
При известных работе трения и времени буксования средняя
мощность трения определяется по формуле (2.185).
В табл. 2.9 сведены результаты расчетов работы буксова-
ния ФС, выполненных согласно изложенной методике, в сопо-
ставлении с экспериментальными данными, полученными раз-
личными авторами. Достоверность методики подтверждается
достаточно высокой точностью результатов расчетов (средняя
относительная погрешность расчетов 6 = 4,59% при среднем
квадратическом отклонении о=6,12%).
206
2.9. Сравнение экспериментальных и расчетных значений работы буксования ФС
Автор эксперимен- тальных данных Работа, выпол- няемая МТА, тип дороги *М' с ₽ 'д- кг-м® КГ‘М2 Мд.н. Н-м “д.х- рад/с k Д, Дж 6. %
экспери- менталь- ное расчетное
Чуннхин В. И. Транспортная 1,5 2,02 1,666 3.39 195,02 201 1,1 0,18 42 356 41 986 —0,872
Ананьин А. Д. Пахота 1,2 1,9 2.548 1,029 274,4 220 1,05 0.85 38 514 44 296 + 13,05
Посев 1,0 1,9 2,548 1,156 274,4 220 1,05 0.7 30 870 31 458 + 1,904
Петренко В. А. Транспортная 0,5 2,81 3,08 14,3 537 190 1.1 0,785 98 980 91 921 —7,13
Шарипов В. М. Транспортная, 1,5 2,44 3,577 15,78 551 235 1,1 0.71 193 844 202 945 +4,69
влажная стерня 1,5 2,74 3,577 15,78 551 235 1,1 0,71 178 385 191 407 +7,3
Транспортная, 1,5 2,44 3.577 15,78 551 235 1,1 0,205 160 563 151 252 -5,8
асфальт 1,5 2,74 3,577 15.78 551 235 1.1 0,205 132 045 138 967 +5,24
Ананьин А. Д. Транспортная 1,5 2,2 2,548 2,009 294 200 1,05 0.9 67 130 75 656 + 14,5
1,5 2,2 2.548 2.568 294 200 1,05 0.9 79 772 81 830 +4,5
Шапиро Е. М. н Транспортная, 239 500 256 800 +7,2
др. [40]* стерня То же; грунто- 234 380 249 000 + 6,2
вая дорога То же, асфальт 227 630 247 900 +8,9
* Значение Д определялось по методике, изложенной в работе [5].
207
Рис. 2.64. Схема элементарных
сил трения в контакте поджа-
того кольцевого диска к плос-
кости, относительно которой
диск участвует одновременно
в двух движениях: вращатель-
ном вокруг своего центра и
прямолинейно-поступательном
вместе с центром по осн X
Буксование
при нарушении
соосности дисков
Погрешности изготов-
ления, сборки, возникаю-
щие деформации и изно-
сы корпусных деталей в
эксплуатации приводят к
смещению осей ведущих
и ведомых дисков ФС.
Это вызывает относитель-
ное скольжение пар трения у замкнутого ФС [28].
Для оценки этого влияния на работу ФС примем смещение
осей дисков при замкнутом ФС только радиальным и давле-
ние по всей площади пар трения равномерным.
Рассмотрим перемещения прижатого к плоскости кольцевого
диска (рис. 2.64), одновременно вращающегося с угловой ско-
ростью (D вокруг центра О и поступательно движущегося со
скоростью Vo его центра по оси X. В этом случае каждая кон-
тактирующая точка диска участвует в двух движениях и вра-
щается вокруг мгновенного центра скоростей О\, отстоящего
от центра диска на расстоянии 6.
Выделим элементарную площадку контакта диска с центром
в точке А, ограниченную дугами rdcp и отрезками dr, где г —
радиус вращения точки А относительно центра О, а ср — угол
между радиусом и осью X. Радиус вращения точки А относи-
тельно центра О] обозначим гй тогда 6 — угол между ним и
прямой, проходящей через центр 01 параллельно оси X. Скоро-
сти отдельных точек элементарной площадки мало отличают-
ся по модулю и направлению от скорости точки А при dr и
d<p, стремящихся к нулю.
Проекции элементарной силы трения dPT на оси X и Y и
элементарный момент сил трения относительно центра скоро-
стей
P-tx — г sin 0;
d P.tY = ftPr d ср d r cos 0;
d Л1.г (Oj)=J\pr d r d cprj,
(2.224)
(2.225)
(2.226)
2С8
где
sin 0 = (г sin ср —8)/J/r2-|-82 —2r8 sin cp;
cos 6 = r cos cp/]/r 2 82 — 2r8 sin cp;
r1=yrr2-^82 — 2rB sin cp.
После подстановок элементарные моменты трения относи-
тельно центра диска
(O)=frpr2drdf—— r~Ss‘n<p (2.227)
т J т г2 + в2 — 2rB sin ср
и центра скоростей
d 71^(0!)=j\pr d тd <р Vr2-|-82— 2r8 sin <p ; (2.228)
проекции элементарных сил трения
dPTX=j\prdr d ® (r sin ® — 8)/]/r2 -|-82 — 2r8 sin ® ; (2.229)
d РтГ = f.tpr d r d <p cos <p/]/r2-|-82 — 2r8 sin <p. (2.230)
Для нахождения моментов и сил трения проинтегрируем
выражения (2.227)...(2.230) по площади контакта диска с плос-
костью:
Rn
7ИТ (О) = /тр j" г2 d г J
0
(г — 6 sin ср) d ср
у/ г2 + В2 — 2rB sin ср
(2.231)
Дн 2к ____________________
Л1Г(С\) — f^p j* r2d г f ]/r2-|-82 —2r8 sin ср d ср; (2.232)
Ли 2п
/Эгх=Л/’У г dr J
0
г sin ср — В
У г2 в2 — 2rB sin <р
d ср;
(2.233)
Лн 2к
f r2dr f
k 0
___________cos <p__________
К r2 -j- 82 — 2rB sin <p
d cp.
(2.234)
Поскольку интеграл выражения (2.234) равен нулю, то зна-
чения Мт(0), MT(Oi) и РтХ связаны условием равновесия сис-
темы
Л1т(0)=Ж01) + Ртх8> (2-235)
где Ртх — суммарная сила трения, препятствующая перемеще-
нию диска по оси X.
209
Рис. 2.65. Зависимость параметров тт Рис. 2.66. Зависимость параметров
и рт от относительного смещения дис- тт и рТ:
к^в 1 — расчетная; 2 — при аппроксима-
ции функцией тт2+рт2=1
Таким образом, радиальное смещение осей вращения дис-
ков приводит к появлению поперечной силы трения.
Так как в общем виде интегралы выражений (2.231)...
(2.234) не берутся, их определяют численным интегрированием
на ЦВМ. Расчеты удобнее вести в безразмерном виде, для чего
введем безразмерные параметры момента трения тТ и осевой
силы трения p-t в виде
(2.236)
ЛЦ(О) v ’
(2.237)
где Аа — номинальная площадь контакта пары трения.
Для примера на рис. 2.65 представлены зависимости тг и
pt от относительного смещения f>/Rt, полученные для ФС дизе-
ля А-01М. Здесь Rr— средний радиус трения фрикционной
пары; 7?н = 2ОО мм; RB= 110 мм. Аналогичные расчеты были про-
ведены при 7?н = 2ОО мм и 7?в=12О мм. Оказалось, что безраз-
мерные параметры практически не зависят от размеров пар
трения [34].
На рис. 2.66 приведены графики изменения параметров тт
и pt, построенные по формулам (2.236), (2.237) и упрощенной
зависимости
= (2.238)
Погрешность расчета по зависимости (2.238) не превышает
8%.
210
Рис. 2.67. Движение дисков друг относи-
тельно друга при их несоосиости ДУ?
Используя графики (рис. 2.66),
можно найти угловую скорость про-
скальзывания дисков при включен-
ном ФС, а также уточнить попереч-
ную силу трения, нагружающую в
случае несоосиости ведомые и ве-
дущие диски ФС.
В случае проскальзывания ведо-
мого диска ФС относительно веду-
щих дисков в радиальном направ-
лении вдоль одной из осей момент
трения становится равным внешне-
му моменту. Тогда, зная тт, по графику можно найти отноше-
ние 6/Т?т и соответственно расстояние 6 до мгновенного центра
скоростей. Затем определяется величина рт и по известной ско-
рости Vo — угловая скорость Асо проскальзывания диска.
Сдвиг диска происходит, когда силы трения преодолены на
всей площади контакта. Это условие выполняется, если внеш-
ние момент Мс и сила Рс будут больше соответственно момен-
та МТ(О1) и силы РТХ (или равны им в начале движения) при
комплексном нагружении диска. Это условие соответствует
точкам с координатами тТ и рт на рис. 2.66.
Условие сдвига с погрешностью не более 8% можно запи-
сать в виде
/М т + Р? 1 *
Из графика на рис. 2.66 следует, что при уменьшении мо-
мента сопротивления на валу ФС с несоосными дисками воз-
растает радиальная сдвигающая сила, дополнительно нагру-
жающая упругие подвесные пластины, с помощью которых
ведущие диски крепятся к маховику двигателя в некоторых
конструкциях ФС.
Наличие несоосиости при передаче вращающего момента
вызывает проскальзывание ведомого диска, и он вращается
несколько медленнее ведущих. На рис. 2.67 показана схема
относительного движения дисков. При вращении ведущего дис-
ка с угловой скоростью он ведомый диск вращается с угловой
скоростью юг- При этом угловая скорость относительно про-
скальзывания дисков
Д<0= <0j-0>2«
Одновременно за счет смещения на АТ? центра О ведомого дис-
ка относительно центра О ведущего точки ведомого диска
движутся относительно центра ведущего с линейной скоростью
211
Vo=AR&i. Следовательно, этот процесс можно представить в
каждый момент времени суммой движений ведомого диска
относительно ведущего вдоль оси X со скоростью Vo и враще-
ния его относительно точки О с угловой скоростью Лео. По-
скольку Vo = SA<o = A7?(Oj, то
ДШ = о^Д/^/В = ш1Д/?/[/?т (8Т/7?Т)],
где 6/7?т находится по графикам, данным на рпс. 2.65 при
т _______________________ __ Мы
1 МАО) МАО) ’
где Мы — момент сопротивления движению машины, приведен-
ный к одной паре трения.
Так как МТ(О) = рМд.н/1, a Mci = /s3M^H/i, то mT=W₽, где
i — число пар поверхностей трения ФС.
Относительная частота вращения дисков
Д« = 30Д<о/л.
В табл. 2.10 приведены результаты расчетов и эксперимен-
тов по определению относительной частоты вращения дисков
ФС дизелей А-01М. и фирмы «Валео» в зависимости от несоос-
ности и коэффициента загрузки двигателя. При этом несоос-
ность ведомых дисков определялась по смещению h задней
опоры вала ФС относительно передней:
2.10. Относительная частота вращения Ди, мин1, дисков ФС
при их несоосиости
h, мм
0,5 0,75 1,0
0,5 1 1,35 1,35 ФС дизеля А-01М 0,0858 0,15 0,23 0,09 0,15 0,23 0,172 0,31 0,462 0,168 0,3 0,452 0,231 0,427 0,623 0,21 0,38 0,538 ФС фирмы «Валео», диаметр диска 380 мм 0,532 ~ ~ 0,5
Примечание. В числителе приведены расчетные данные, в знамена-
теле — экспериментальные.
212
где l\ — расстояние между серединой ступицы ведомого диска
и центром передней опоры вала ФС; LB-—расстояние между
опорами вала ФС.
В ФС дизеля А-01М. Zj = 65 мм, LB = 280 мм; фирмы «Ва-
лео»— Z] = 50 мм, LB = 280 мм.
Расчетные и экспериментальные данные показывают, что в
пределах возможных реальных смещений относительная час-
тота вращения дисков незначительна и не может существенно
повлиять на износ пар трения. Однако возникающая в усло-
виях несоосиости радиальная сила должна учитываться при
расчете подвесных пластин крепления ведущих дисков.
2.9. ТЕПЛООБРАЗОВАНИЕ НА ПАРАХ ТРЕНИЯ ПРИ БУКСОВАНИИ
Работа ФС в процессе включения и буксования происходит
при высоких скоростях, статических и динамических нагрузках
и сопровождается интенсивным тепловыделением. Нагрев при-
водит к изменению физико-механических свойств фрикционных
пар и, следовательно, сказывается на стабильности рабочих
характеристик узла. В связи с этим необходим расчет темпе-
ратуры нагрева фрикционных пар, который позволит на стадии
проектирования более обоснованно подбирать оптимальное со-
четание материалов и прогнозировать их фрикционные харак-
теристики в эксплуатационных условиях. Кроме того, матема-
тическое описание тепловых процессов при работе ФС даст
возможность установить четкую взаимосвязь влияющих на них
факторов, активно варьировать этими факторами, снижая уро-
вень теплонапряженности и, как следствие, повышая надеж-
ность ФС.
Теплообразование при внешнем трении современная наука
рассматривает на основе общепризнанной молекулярно-меха-
нической теории трения, согласно которой контакт твердых тел,
образующих пару трения, дискретен. Трение осуществляется
на фактических пятнах контакта, которые распределены по по-
верхности трения номинального контакта неравномерно. Их
размеры зависят от макро- и микрогеометрии поверхности тре-
ния, нагрузки и механических свойств материалов пары. Тепло-
образование при трении происходит на фактических пятнах
контакта, которые в процессе трения перемещаются и изменя-
ются. Характер указанных перемещений и изменений опреде-
ляется скоростью, нагрузкой, температурой и физико-химичес-
кими процессами на парах трения [45].
Поскольку одним из основных критериев оценки материалов
пары трения является фрикционная теплостойкость, то главной
задачей теплового расчета ФС является определение темпера-
туры нагрева в поверхностных слоях пар трения.
213
Теплообразование на парах трения при буксовании ФС
с кольцевыми фрикционными накладками
Согласно методике А. В. Чичинадзе [43, 45], максимальная
температура на поверхности трения представляется выражени-
ем (2.104). При этом '0'щахС['&], где [ф] — допустимая макси-
мальная температура на поверхности трения.
Для решения задачи определим составляющие уравнения
(2.104). Из существующих методов определения объемной тем-
пературы при повторно-кратковременном режиме работы ФС
[43, 45, 52] можно использовать метод Т. П. Ньюкомба [52],
определяющий объемную температуру теплового равновесия
(температура насыщения), которая и является основным кри-
терием оценки соответствия данного фрикционного материала
предполагаемым условиям эксплуатации и размерам ФС:
&к=»у-[------, (2.239)
рас Ах
где Фу — установившаяся объемная температура элемента па-
ры трения; &'v — начальная температура деталей ФС; Ай1 —
прирост объемной температуры деталей ФС за единичное вклю-
чение; kpac — коэффициент, характеризующий способность эле-
мента пары трения поглощать и рассеивать тепло; Ах — интер-
вал времени между включениями ФС (время охлаждения).
В условиях эксплуатации й'у перед включением ФС опре-
деляется температурой внутри картера ФС и составляет, нап-
ример, для тракторов ДТ-75М и Т-4А 50...90 °C, для автомо-
бильных ФС 20...80 °C.
Согласно работе [45],
(2.240)
7ПдетС
где сг—коэффициент внешней теплоотдачи; АОх-—площадь
охлаждаемой поверхности; тдет и С — соответственно масса и
удельная массовая теплоемкость рассчитываемой детали.
Для нажимного диска и маховика двигателя [59]
с==0,4Хвзд1/шра6/\зд, (2.241)
для среднего ведущего диска в двухдисковом ФС [47]
° =0,0794-^М- (Шра6/?2/\взя)0’67, (2.242)
где 7взд и твзд — коэффициент теплопроводности и кинематиче-
ская вязкость воздуха при рабочей температуре в картере ФС
(7Взд = 2,83-10-1 Дж/(м-°С); твзд= 17,95-10~6 м2/с); Я —средний
радиус среднего ведущего диска двухдискового ФС; соРаб=
214
=О,9сод.н — угловая скорость вала двигателя при движении
автомобиля или трактора, где й)д.н—номинальная угловая ско-
рость вала двигателя.
Прирост температуры деталей ФС за единичное включе-
ние [45]
Д& = (1 — a^k)LTkLfi]{mW!C). (2.243)
После подстановки уравнений (2.240) и (2.243) в выраже-
ние (2.239) получим
= + (2.244)
c/<ljxA)x
где kLa — коэффициент общей работы буксования, идущей на
нагрев детали.
Для нажимного диска ФС kLn = kn, для среднего ВД в
двухдисковом ФС kLR = kL2+kL3, для маховика в однодисковом
ФС kLR=kL2, в двухдисковом kLp = kiA-
Из формулы (2.244) следует, что уровень установившейся
объемной температуры деталей при повторно-кратковременном
режиме работы ФС снижается при увеличении ЛОх и /ох, а так-
же уменьшении LT и kL.
Интервал времени между включениями тракторных ФС
можно определить по формуле
/ОХ=3600/ДЧ, (2.245)
где Z4 — число включений ФС в 1 ч. Ниже приведены значения
Z4 [2] для различных работ МТА.
Пахота................ 20 ... 24
Культивация........... 18... 22
Боронование или диско-
вание ................ 8 ... 12
/ч
Междурядная обработка 18... 35
Посев зерновых .... 22 ... 25
Транспортные работы 30 ... 35
Трелевка леса......... 60 ... 180
Погрузка леса челюстни-
Уборка:
силоса................ 25 ... 45
свеклы............. 20 ... 25
картофеля.......... 35 ... 40
кошеиие трав .... 28 ... 30
Соломокопиеиие .... 25 ... 30
В качестве бульдозера 45... 350
ком............... 180... 240
Примечание. При наличии увеличителя крутящего момента час-
тота включений уменьшается на 20... 40%.
Z,
При поверочных расчетах автомобильных ФС fox=15 с.
Применение коробок передач с переключением на ходу
практически не снижает частоту включений ФС на транспорт-
ных работах, поэтому при определении установившейся объем-
ной температуры деталей ФС почти для всех существующих
тракторов можно принимать Z4 = 2O...3O. Исключение составля-
ют лишь тракторы-бульдозеры и семейство лесопромышленных
тракторов.
215
216
2.11. Сравнение экспериментальных и расчетных значений От
Автор эксперимен- тальных данных Тип ФС, фрикционный материал, метод испытаний Параметры нажимного диска <ох. С «у, ’С
эксперимен- тальное расчет- ное
В. И. Чунихин Тракторы Т-40М, НСФ-2, стендовые при £т=45 952 Дж С)раб=—184 рад/с; .Дох== = 0,0845 м2; '&,Г = 19°С 43 ... 44 260 238,48
Тракторы Т-40М, НСФ-6, стендовые при £т=43 610 Дж Тракторы Т-40М, НСФ-6, стендовые при LT = 46 648 Дж <иРаб= 184 рад/с; АОх= = 0,0845 м2; -О'Г = 19°С 43 ...44 246 ...251 267 ...271 227,35 241,8
Тракторы Т-40М, НСФ-6, разгои МТА на 4-й передаче при /.-,-=42 356 Дж п>раб=165 рад/с; Ат = = 0,0845 м2; -&Д = 19°С 14 611 ...631 672,96
А. Н. Мусин ЗИЛ-431410, НСФ-2, разгон автомо- биля при LT=28 518 Дж й>раб=187 рад/с; Аох = = 0,1284 м2; -0Д = 30°С 15 275 274,4
ЗИЛ-431410, НСФ-2, разгон автомо- биля при LT = 61 838 Дж п>раб=198 рад/с; Аох= = 0,1284 м2; -0Д = 30°С 60 150 157
ЗИЛ-431410, НСФ-2, разгои автомо- биля при /.-,-=30 184 Дж п>раб=191 рад/с; Аох= = 0,1284 м2; -0Д = 30°С 60 75 92
Г. С. Лившиц Одиодисковые тракторы Т-4А, НСФ-6, разгон пахотного МТА с плугом ПЛ-5-35 при Ат=71 кДж й>раб=160 рад/с; Аох= = 0,399 м2; е'г=50°С 144 111 117
Двухдисковые тракторы Т-4А, НСФ-6, разгон пахотного МТА с плугом ПЛ-5-35 при LT=71 кДж Ыраб=160 рад/с; Ат = = 0,041 м2*; 6’,г=50°С 144 135 153
Средний ведущий диск.
Методика расчета коэффициента распределения работы бук-
сования по парам трения приведена в подразд. 2.7.
Сопоставление действительных и расчетных значений Ov,
приведенное в табл. 2.11, показывает достаточно хорошее их
совпадение. При расчетах для однодисковых ФС принималось
/гы = 0,54, а для двухдисковых kLi = 0,31. Эти значения соответ-
ствуют средним результатам расчета силовой нагруженности
одно- и двухдисковых ФС.
В инженерной практике для расчета текущего значения
средней температуры поверхности трения широкое распростра-
нение получил метод А. В. Чичинадзе [1, 45, 52], согласно ко-
торому
О* (1 “г-пОМэф /1 . „ \
«* =-----—------— Tjv+FotJ , (2.246)
где ЬЭф — эффективная толщина материала, участвующего в
теплопоглощении; Fo — число Фурье; тл- и tl — безразмерные
параметры мощности и работы буксования; 7 —• коэффициент
теплопроводности; Аа — номинальная площадь поверхности
трения.
Значение числа Фурье зависит от соотношения эффективной
и действительной толщин элементов пары трения. При Ь<ЬЭ%
Fo=atf>/b2; при b>b3$ Fo=l/3.
Согласно данным работы [45],
^=1,731/^ = 1,73]/-^-; (2.247)
здесь а — температуропроводность; X, С и у — соответственно
теплопроводность материала, удельная массовая теплоемкость
и плотность.
Расчеты по формуле (2.247) при максимальном времени
буксования /б = 3,5 с показывают, что для фрикционных накла-
док Ьэф не превышает 1,8 мм, а для металлических контртел —
12 мм. Следовательно, соотношение Ь>ЬЭ$ выполняется для
всех современных автотракторных ФС. После подстановки
(2.247) в (2.246) при условии, что коэффициент распределения
тепловых потоков определяется по формуле Ф. Шаррона [45],
получаем
।__а Р Y1C14
Р/ YiCpi +
где индекс 1 относится к металлическому элементу пары, а ин-
декс 2 — к фрикционной накладке.
С учетом коэффициента kt распределения работы буксова-
ния по парам трения текущая средняя температура поверхно-
217
сти трения
0,577Lck, Тд. х.
f L N L
Аа у tf, У YiCiAi + F УгОДг
Безразмерные параметры хы и xl> входящие в выражение
(2.248), определяются ниже.
Достоверность методики расчета применительно к авто-
тракторным ФС подтверждена стендовыми и эксплуатационны-
ми испытаниями. Погрешность расчетов не превышает 13%.
Входящую в выражение (2.104) температуру вспышки мож-
но определить по формуле [45]
„ Д&г
’ней = —р72^(4^=4)7(4М~ Р’ (2.249)
где xv и хР — безразмерные параметры скорости скольжения
и осевого усилия на парах трения;
_ 2’81 ( rohr>__х°’25 / нвл«
У'бД^ к / к Мпах )
где Кк — максимальная скорость скольжения по эффективно-
му радиусу трения; г0 и Ло—радиус закругления вершин и
максимальная высота микронеровностей поверхности; тр и vo —
параметры кривой опорной поверхности контртела; Ьо — отно-
шение контурной площади поверхности трения к номинальной;
НВ — твердость фрикционного материала; Ртах —- максималь-
ное усилие на поверхности трения.
Для автомобильных и тракторных ФС г0= 171,2-Ю 6 м;
йо= 1,9-10-е м; йо= 1,72; v0 = 2,l.
Из-за сложности определения действительной площади кон-
такта при взаимодействии рабочих поверхностей трения в пер-
вом приближении можно принять t]c=l [45].
Для определения безразмерных параметров t,v, xl. xv, хр,
входящих в выражения (2.248) и (2.249), необходимо распо-
лагать законами изменения мощности трения, работы буксова-
ния, скорости скольжения и осевого усилия в процессе включе-
ния ФС.
Мощность трения ФС
7VT=ЛД (®д — %) = Мтшб.
Угловые скорости <од и соп, а также момент, передаваемый
ФС в процессе включения, переменны. Выражения мощности
и скорости скольжения на соответствующих участках диаграм-
мы разгона МТА, согласно подразделу 2.8:
при 0 <./ < /0
^.o==^3_o^; (2.250)
218
о>60 — “л.х’
(2.251)
при /0< (см. рис. 2.63, а)
лг Мц.ч1 К.х ^д.н (Р^ / ₽ — k 1 ₽ - V ; (2.252)
Т1 — 2^(₽-М \ ‘ Jn
Мд.н0-*о)2 /₽- k । ₽ — k3 \ ; (2.253)
юб1- ~ШЛ.Х 2 <Ям ~ М ' Jn J
при /0< (см. рис. 2.63, б)
дг Н.х Мд.н(^-^з)* / р — k _L₽- 4 ; (2.254)
7V т1 — 2*б(₽--*з) 1 Jл J n J
Мд.нО-*о)2 / ₽- k । ₽ ~ks \ ; (2.255)
шб1 — ШД.Х 2 (i io) \ 7Д Jn /
при /Л1<4</6 (см. Рис- 2.63, а)
|шд.х - А4Д.Н (Ц-^ - 1) 4- Л + L-M] ;
I L \ ZP / J \ J п '}
(2.256)
%=%-^A(4r- 1) + (“+ “^) • (2-257)
L \ZP / J \ J д J п /
Анализ уравнений
их в обобщенном виде
(2.250)... (2.257)
А71=4!-т^ (2-258)
*б
шб=(йд.х'ги> (2.259)
где безразмерные параметры
Xn И Tv ДЛЯ всех возможных
случаев разгона МТА пред-
ставлены кривыми на рис. 2.68.
Последние аппроксимируются
выражениями вида
тл-=2,319тиг9,405т2 —
— 18,959т3-j-7,235т4; (2.260)
тг=Л-т2, (2.261)
где x=t/to — безразмерный
параметр времени.
Рис. 2.68. Изменение временных без-
размерных параметров процесса на-
гружения ФС трактора
позволил представить
219
Текущее значение работы буксования представляется инте-
гралом
t
(2.262)
Подставив выражение (2.258) в (2.262) с учетом (2.260),
получим
L=LT (1,159т2 3,135т3 - 4,74т4 +1,447т5) =Атт£,
откуда
т£ = 1,159т2 + 3,135т3 — 4,74т4 4-1,447т3. (2.263)
Из диаграммы разгона МТА безразмерный параметр осево-
го усилия тР на различных временных участках представляется
следующим образом:
при ts^ti тр=т/ть где Ti = Wfe
При Т>Т1 тр= 1.
Аналогично для четырех характерных режимов разгона
автомобиля определяются безразмерные параметры хм и т£.
Первый режим:
xN (2с4 7т2-14т3 + 5г4);
5
7 \
— Т4 — Т5 1
2 Г
£
5
1_
3
Второй режим:
63
Тдг =———
" 26
4 „
— Т3 —
3
(2.264)
(2.265)
Третий режим:
xN = — (2т - 0,5т2 - 2,75г3 4- 1,25т4);
48 Li 1 ч
X, =--- ГС2-— —т3 —
L 19
Четвертый режим:
т„=-|ч2т-т2-2т5/24-т^);
-- . о ТЗ 4
Т£—----- т2
ь on 1
— X9'2
9
(2.266)
(2.267)
6
1 1 т4 ।
----Т —г
16 ‘
3 7
63
20
220
Рис. 2.69. Кривые изменения
временных безразмерных пара-
метров процесса нагружения
сцепления автомобиля, рассчи-
танные по уравнениям:
1 — (2.204); 2 — (2.266); 3 —
(2.267); 4 — (2.265)
Их графическая интер-
претация дана на рис.
2.69.
Из формул (2.104),
(2.248) и (2.249) следует,
что температура на по-
верхностях трения ФС из-
меняется во времени. При
этом теоретически и экс-
периментально доказано, что ее максимум в тракторных ФС
достигается при т=0,65, а в автомобильных ФС при т=0,45...
0,65. Поэтому соответствующие расчеты по формуле (2.104)
необходимо производить при этих значениях т.
В результате экспериментальных исследований, выполнен-
ных во ВНИИАТИ и МАМИ, установлено, что в ФС с асбо-
фрикционными накладками для наиболее распространенных
условий эксплуатации машин учет ОВсп уточняет вычисление
Отах на 3...4%. При весьма тяжелых условиях эксплуатации
уточнение также невелико и составляет 3...4% для ФС легко-
вых автомобилей и 7... 11 % (при некоторых значениях т и до
20%) Для ФС грузовых автомобилей и тракторов. Поэтому
при проектных и поверочных расчетах ФС с асбофрикционны-
ми накладками учет Овсп при определении Отах целесообразно
проводить только тогда, когда машина предназначена для ра-
боты в тяжелых условиях.
В случае применения более твердых фрикционных накладок
(металлокерамических) учет температуры вспышки обязателен.
Физико-механические характеристики некоторых наиболее
распространенных материалов, применяемых в ФС, приведены
в табл. 2.12 [2, 8, 43].
Предельные возможности полимерных композиционных на-
кладок лимитируются двумя основными компонентами: арма-
турой (или основным наполнителем) и связующим. Так, асбест
теряет свою прочность в зависимости от времени нагрева при
500...700 °C, а термостойкость связующего еще ниже, поэтому
температура его разложения с учетом времени действия этой
температуры обычно принимается за критерии работоспособно-
сти накладок на основе асбеста и ФС в целом. В ГОСТ
1786—80 установлены следующие допустимые температуры.
221
2.12. Характеристики материалов, применяемых в ФС
Материал Плотность р, кг/м3 Удельная теплоемкость с, Дж/(кгХ Х°С) Коэффициент теплопровод- ности Я, Вт/(м.°С) Твердость НВ, МПа
Серый чугун:
СЧ 15 — 52,3 56,5 1630 ...2280
СЧ 18 7600 54,2 50,0 1700 ...2290
СЧ 21 7250 54,0 52,5 1700 ...2410
Фрикционный:
НСФ-1 2100 963 0,51 210... 320
НСФ-2 1900 923 1,13 170 ...270
НСФ-3 2180 844 0,556 210 ... 330
НСФ-4 1690 928 0,406 150 ...240
НСФ-5 2050 836 0,406 210...450
НСФ-6 2140 1110 0,544 170 ...290
НСФ-7 1980 1345 0,51 250 ... 470
НСФ-8 1970 984 0,51 200 ... 400
НСФ-9 1800 1180 0,44 100 ...270
НСФ-10 1800 835 0,535 170 ...330
НСФ-11 2300 1160 0,524 180 ...230
НСФ-12 2000 946 0 535 220 ... 330
НСФ-13 2100 946 0,487 230... 400
1. При длительном воздействии эквивалент-температура {Оу]
для накладок в зависимости от типа материала связующего
равна:
120 °C для каучукового связующего;
160 °C для комбинированного;
200 °C для комбинированного и смоляного.
2. При кратковременном воздействии эквивалент-температу-
ра [•&*] равна 200, 300 и 350 °C соответственно типам материа-
лов связующих.
Теплообразование на парах трения при буксовании ФС
с коэффициентом взаимного перекрытия меньше единицы
Как показывает опыт эксплуатации, наиболее существен-
ным фактором, определяющим долговечность пар трения ФС,
является нагрев поверхностей трения. Снижению тепловой на-
груженности ФС способствует применение пар трения с коэф-
фициентом взаимного перекрытия Квз<1 [45]. Эксперименталь-
ные исследования, выполненные в МАМИ, показали, что при
уменьшении КЕЗ пар трения тепловая нагруженность ФС умень-
шается. При этом снижаются объемная и средняя поверхност-
ная температуры контактирующих пар.
И. Г. Алукер (1] установил на примере дисковых тормозных
механизмов неприменимость формулы (2.246) при Квз<1 из-за
значительной (до 30%) погрешности расчета средней поверх-
222
костной температуры. Предложенная им методика расчета •&*
фрикционных узлов при /Свз<1 исходит из предположения о
теплоотводе со всей поверхности трения с коэффициентом теп-
лоотдачи, зависящим от КВз- В действительности теплоотвод
при буксовании ФС происходит только от свободной поверх-
ности трения металлических контртел. Для получения расчет-
ных зависимостей, учитывающих реальные условия теплоотда-
чи при Двз<1, принимаются следующие допущения [45], спра-
ведливые при малых числах Фурье: тепловой поток, генерируемый
при трении, линеен и распределен равномерно по номинальной
поверхности трения; поверхностная температура в данный мо-
мент времени во всех точках поверхности трения одинакова;
теплоотдача с боковых поверхностей мала; температура окру-
жающей среды постоянна.
Как было показано выше, для автотракторных ФС Fo =
= 1/3. Тогда удельный тепловой поток, генерируемый при тре-
нии,
где N-r.y — средняя удельная мощность, расходуемая на нагрев
рассчитываемого фрикционного элемента.
В этих условиях основной теплоотдающей поверхностью
является свободная поверхность трения. Здесь интенсивность
теплоотвода зависит от площади Аох теплоотдающей поверх-
ности:
(1 - КВЗ)!КВ3. (2.268)
При этом средний по поверхности трения удельный тепло-
вой поток, обусловленный теплоотдачей,
92 = 0А>х87А»
где о — коэффициент теплоотдачи, определяемый по выраже-
нию (2.241).
Результирующий удельный тепловой поток на поверхности
трения фрикционного элемента
хг аЛох8*
9 = — ?2 = -----Г---,
или с учетом (2.268)
q=Nx.yxN - а»* =NT,yxN, (2.269)
*'ВЗ
где
(2.270)
приведенный временной фактор мощности.
223
Очевидно, что приведенный временной фактор работы тре-
ния
T,t=j T/vdt=T£
о
°(1 -Квз)
Л'т.уКвз
(2.271)
j 8* dr.
о
Дифференциальное уравнение Фурье применительно к тем-
пературной задаче в ФС [45] решается для граничных условий,
выраженных зависимостью (2.269), с учетом принятых допу-
щений. При этом средняя температура поверхности трения
-^(Sr^ + Fori), (2.272)
где 5——---------~^-exp(n2n2For). (2.273)
Подставляя в уравнение (2.272) значения t'n и х' l из выра-
жений (2.270) и (2.271), получим
О * I Bi (1 /<„,) । Bi Fo (1 /<„з) С g * __
Квз Явз J
и
-Л\.у {SxN + Fo rj, (2.274)
Л
где В1 = сФэфА — число Био.
Из выражения (2.274) следует, что условия теплообмена на
парах трения характеризуются безразмерным коэффициентом
&=В1(1 — Квз)/Квз.
Так, при Ь = 0 теплоотдача с поверхности трения при буксо-
вании ФС отсутствует; это возможно при /Свз=1. При Ь>0
теплота отводится со свободной поверхности трения.
В относительных единицах, полагая 6 = О*^/Лгт.у&Эф, выраже-
ние (2.274) преобразуем к виду
+_Щ_ ( edI=
1 4~ Sb J 1 + Sb
о
(2.275)
При J 0dr = z/ уравнение (2.275) сводится к дифференциаль-
о
ному уравнению первого порядка со свободным членом:
А у . b Fo у $xn В°
1 i+Sd
224
Его решение
где
Stw + Ротл
1 + S6
ЕАх,
(2.276)
г- (с 6Fo ,
£=ехр I ------dr
1+S*
\о
Так как 0 = dy/dr, то из выражения (2.276) следует, что
6_ ST/v + F0T£
1 +S6
6Fo
£(1 + Sb)
nSc.. + Fot, \
l+s„ )£dT- <z277>
Пренебрегая суммой ряда в выражении (2.273) и принимая
число Фурье Fo = l/3, уравнение (2.277) перепишем в виде
6= + __________ь-___ f + Ч ЕЧг,
Ь + 3 (Ь + 3) Е .) b + 3
о
где Е"=ехр(—— т^ .
U + 3 /
Поскольку
»г (1 аг.пк)
/V —--------------ж
т’у ЛЛ
то, решив уравнение (2.278) относительно О*, получим
(1 ar.nfe) ^гКдбэф Тд, + X
ХМс7б 6 + 3
b
(6 + 3)2
(T7vH_'rZ.) dr
(2.279)
Коэффициент распределения тепловых потоков в паре тре-
ния для ФС с Квй<1 определяется по формуле Шаррона—Чи-
чинадзе [29]:
________V C14Y!_________
V CjXjYj + квз У C2X2Y2
(2.280)
где индекс 1 относится к металлическому элементу пары тре-
ния, индекс 2 — к фрикционной накладке.
1 Ct-T.nft
8-1607
225
объем-
С уче-
(2.282)
(2.283)
(2.241)
Подставив зависимости (2.280) и (2.247) в (2.279), получим
расчетную формулу средней поверхностной температуры на
парах трения ФС при Двз<1:
XN + XL b С ,
--------------------------------_------------------------------- i -р т) £ ат
1.73ЛЛ,-------------------------0
Ля у Тб V CjXjYt + ЛГВЗ У C2X2Y2
Формула (2.281) универсальна. При Двз=1 она принимает
вид выражения (2.248), применимость которого для ФС дока-
зана в работах МАМИ.
Методика расчета О* экспериментально проверена на серий-
ном ФС трактора ДТ-75М. Расхождение расчетных данных с
экспериментальными не превышало 11%. Если же не учиты-
вать теплоотдачу со свободной поверхности трения при буксо-
вании ФС, погрешность расчетов достигает 100%.
Выражение (2.244) для определения установившейся
ной температуры также должно быть скорректировано,
том Лвз формула (2.244) для нажимного диска
Ф __у ।__________(* ~~ ar-iife) ______
7ох°1 (-^ОХ — 7^Вз)/7Свз)
и для среднего диска в двухдисковом ФС
, (1 — ас „ft) L-rKr
---------------,
A>x (a2^1ox +--(1 — Квз)/АСвз]
где Oi и 02 определяются соответственно по выражениям
и (2.242).
2.10. НАГРУЖЕННОСТЬ ФС И ТЕНДЕНЦИИ ЕЕ ИЗМЕНЕНИЯ
Оценка нагруженности проводится для всех важных агре-
гатов машин. Обычно для этого используют удельные показа-
тели, в частности, нагрузки ФС обычно относят к номинальной
площади накладок Аи.
Известно достаточно много различных показателей нагру-
женности и систем таких показателей. Номенклатура показа-
телей и их число зависят прежде всего от целей оценки и от
этапа работы. Оценка нагруженности проводится для расчета
долговечности ПТ, для расчета режимов стендовых испытаний,
при выборе основных параметров и размеров ПТ и т. п. Так,
на начальном этапе проектирования рассматривается возмож-
ность применения серийно выпускаемых накладок в новых ФС
или имеющихся ФС для новых машин и т. д. Для решения
подобных задач успешно применяется комплекс из следующих
показателей: частота вращения вала, при которой разрушается
226
ФС или его детали [пр] при характерной температуре (обычно
при &у=50°С), а также:
^2=^дтахМн; (2.284)
K^ — NJA^, (2.285)
ат=Тт/Ан; (2.286)
ДГт.у=?7т/Дн, (2.287)
где Л-д •— мощность двигателя соответствующей машины, опре-
деляемая из нормативно-технической документации.
Эти показатели затем сравниваются с нормами, эталонами,
прототипами, среднестатистическими показателями или допус-
каемыми значениями. Значения [пР] для отечественных автомо-
бильных ФС приведены в ГОСТ 12238—76, они зависят от их
конструктивных особенностей. Зарубежные фирмы полагают,
что ФС и его детали должны иметь [пр] в 1,5 раза больше, чем
максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя
nN, т. е. l,5n№g:[np].
Для отечественных накладок типа НФА значения [пр] рег-
ламентированы ГОСТ 1786—80* при Оу = 50, 150, 250°С. Эти
показатели должны быть не менее [пр] соответствующего сцеп-
ления, или удовлетворять условию 1,5«w<[hp], или укладывать-
ся в эталонную зону или норму. За рубежом для ФС легко-
вых автомобилей в качестве такой нормы принято [лгр]>9000....
10 500 мин"1, соответствие которой определяется на сверленых
накладках размером 200X130 мм.
Для ФС грузовых автомобилей и тракторов в качестве зоны
приняты значения [нр], соответствие которым определяется на
сверленых накладках размером 330x200 мм при Оу = 20, 100,
150, 200 и 250 °C.
Опыт показал, что показатели Кя, Кз, Кт.у целесообразно
дифференцировать. Например, для легковых автомобилей они
зависят прежде всего от рабочего объема V цилиндров двига-
теля, а для остальных машин — от типа двигателя (дизель или
карбюраторный) и от числа ВД сцепления (одно- или двух-
дисковое ФС).
Основная функция ФС — передача крутящего момента от
двигателя на трансмиссию. Поэтому по значению К2 в опреде-
ленной степени можно судить о фрикционных свойствах ПТ и
совершенстве самого ФС. Из табл. 2.13 следует, что для легко-
вых автомобилей значения К2 растут с увеличением рабочего
объема двигателя. Для современных отечественных моделей
они равны:
ВАЗ-1111 — 0,243 Н-м/см2; ЗАЗ-1102 — 0,313 Н-м/см2 (V<
<1,2 л); ВАЗ-2107 — 0,3 Н-м/см2; ВАЗ-2108 — 0,319 Н-м/см2;
8*
227
2.13. Динамика изменения Кг, Н-м/см2
Автомобили До 1945 г. 1945...55 гг. 1955...65 гг. 1965...75 гг. 1975...85 гг. 1S85...87 гг.
Легковые с объ- емом двигателя V, л, не менее: 1,2 0,16 0,24 0,26 0,28 0,28 0,29±0,08
1,8 0,24 0,32 0,36 0,36 0,36 0,36±0,08
3,5 0,36 0,44 0,48 0,48 0,48 0,48±0,08
Грузовые, само- 0,28 0,32 0,33 0,34 0,38 0,4±0,1
свалы и автобусы с карбюраторным двигателем То же и тракторы 0,36 0,42 0,43 0,46 0,56 0,574±0,15
с дизелем и одно- дисковым ФС То же с двухдис- 0,26 0,35 0,45 0,470±0,15
ковым ФС
АЗЛК-2141 — 0,453 Н-м/см2 (V<1,8 л); ГАЗ-3102 — 0,493
Н-м/см2 fV<3,5 л).
Отсюда видно, что эти значения в основном укладываются
в пределы рассеивания среднестатистических показателей за
1985...87 гг. Значения Кг для машин с карбюраторными двига-
телями несколько меньше, чем для машин с дизелями. Так, Кг
современных грузовых автомобилей с карбюраторными двига-
телями составляет: ЗИЛ-431410 — 0,34 Н-м/см2; ГАЗ-53—-
0,305 Н-м/см2; ЛАЗ-699Р — 0,386 Н-м/см2, что также согласу-
ется со среднестатистическими показателями за 1985...87 гг.
В еще большей степени Кг зависит от числа ведомых дисков.
Для однодисковых ФС Кг, как правило, больше, чем для двух-
дисковых, прежде всего за счет более высокого КПД нажим-
ного механизма и лучшего теплоотвода от ПТ. При использо-
вании табл. 2.13 следует учесть, что Кг тракторных ФС лежат
на нижней границе поля рассеяния, что предопределено прежде
всего более широким диапазоном эксплуатационных нагрузок
этих машин. Современные отечественные машины с дизелем и
однодисковым ФС имеют следующие значения Кг-’
ЗИЛ-433100 — 0,36 Н-м/см2; ГАЗ-4509 — 0,55 Н-м/см2; Т-40А —
0,25 Н-м/см2; МАЗ-5432 — 0,695 Н-м/см2. Машины с двухдис-
ковыми сцеплениями имеют Кг- ЗИЛ-133ГЯ — 0,24 Н-м/см2;
КрАЗ-255Б1 — 0,26 Н-м/см2; МАЗ-6422 — 0,337 Н-м/см2;
Т-150—0,16 Н-м/см2. Анализ табл. 2.13 указывает на практи-
чески постоянный рост Кг во времени. Этот рост ускоряется
или замедляется в связи с развитием конструкции ФС и соз-
данием новых классов фрикционных накладок. Так, заметное
увеличение Кг легковых автомобилей произошло в середине
50-х гг. в связи с массовым внедрением ФС с разрезными та-
228
рельчатыми пружинами. Для других машин эти ФС были
внедрены позднее, и соответственно позднее произошел рост
значений Къ- На отечественных грузовых автомобилях (кроме
ГАЗ-4509) и на тракторах они до настоящего времени не при-
меняются, чем и объясняется, что /С2 в ряде случаев меньше
нижней границы среднестатистических значений за 1985...87 гг.
Дальнейший рост Кг ожидается за счет внедрения на грузовые
автомобили и тракторы ФС с «вытягиваемой» разрезной та-
рельчатой пружиной и накладок из материалов на безасбесто-
вой основе (ФБПМ). С учетом этого динамика изменения К%
представленная в табл. 2.13, сделала возможным прогноз его
значений до 1997 г., в основу которого положены верхние пре-
делы рассеивания среднестатистических значений за 1985...87 гг.
Поэтому данные значения Лг можно принимать в качестве до-
пускаемых.
2.14. Динамика изменения Кв, Вт/см2
Автомобили До 1945 г. 1945...55 гг. 1955...65 гг. 1965...75 гг. 1975...85 гг. 1985...87 гг.
Легковые с объ- емом двигателя V, Л, не менее:
1,2 44 74 103 120 120 120±50
1,8 74 103 125 145 150 150±50
3,5 118 132 177 192 200 205±50
Грузовые, само- свалы и автобусы с карбюраторнык двигателем 74 88 90 94 104 105±15
То же и тракторы с дизелем и одно- дисковым ФС 78 90 94 96 ПО 110±30
То же с двухднс- ковым ФС — 44 60 62 90 95±20
Способность ФС к передаче максимальной мощности двига-
теля оценивается показателем К3, значения которого представ-
лены в табл. 2.14. Для современных отечественных моделей
они равны:
ВАЗ-1111 — 105 Вт/см2; ЗАЗ-1102 — 140 Вт/см2 (У<1,2л);
ВАЗ-2107 — 160 Вт/см2; ВАЗ-2108 — 156 Вт/см2;
АЗЛК-2141 — 209 Вт/см2 (V< 1,8 л);
ГАЗ-3102 — 209 Вт/см2 (V<3,5 л);
ЗИЛ-431410 —104 Вт/см2; ГАЗ-53А — 89 Вт/см2; ЛАЗ-699Р—
104 Вт/см2 (машины с карбюраторными двигателями);
ЗИЛ-433100 — 94 Вт/см2; ГАЗ-4509— 122,6 Вт/см2; МАЗ-
5432— 128 Вт/см2; Т-ЗОА — 30,5 Вт/см2 (машины с дизелями и
однодисковым ФС);
229
2.15. Динамика изменения ЛГТ.У, Вт/см2
Автомобили До 1945 г. 1945...55 гг. 1955...65 гг. 1965...75 гг. 1975...85 гг. 1985...87 гг.
Легковые с объ- емом двигателя V, л, не менее:
1,2 45 65 70 79 80 80±15
1,8 62 74 80 98 98 100±25
3,5 90 100 НО 124 125 126±25
Грузовые, само- свалы и автобусы с карбюраторны- ми двигателями 58 60 65 70 79 80±20
То же н тракторы с дизелем и одно- дисковым ФС 65 70 75 85 86 88±20
То же с двухдис- ковым ФС —' — 52 62 72 74±20
ЗИЛ-133ГЯ —63 Вт/см2; ТК-150К —34,5 Вт/см2; КрАЗ-
255Б1 —52 Вт/см2; МАЗ-6422 — 51 Вт/см2 (машины с дизелем
и двухдисковым ФС).
Сопоставление этих данных со среднестатистическими за
1985—87 гг. и анализ динамики изменения Кз во времени по-
казали, что практически все выводы, сделанные в отношении
К.2, распространяются и на этот случай. Допускаемые значения
Кз представлены в правой колонке.
Как следует из выражения (2.315), представляет собой
удельную мощность трения и является по сути показателем
нагруженности ПТ ФС, значения которого даны в табл. 2.15.
Для современных отечественных моделей они равны:
ВАЗ-1111 — 60,7 Вт/см2; ЗАЗ-1102 — 78,4 Вт/см2 (Т<1,2 л);
ВАЗ-2107 —83,5 Вт/см2; ВАЗ-2108 — 87,5 Вт/см2; «АЗЛК-
2141»— 118,5 Вт/см2 (V< 1,8 л);
ГАЗ-3102 — 120 Вт/см2 (Т<3,5 л);
ЗИЛ-431410 — 74,5 Вт/см2; ГАЗ-53А — 73,7 Вт/см2; ЛАЗ-
699Р — 84,5 Вт/см2 (машины с карбюраторными двигателями);
ЗИЛ-433100 — 78,4 Вт/см2; ГАЗ-4509— 108,7 Вт/см2; МАЗ-
5432—ПО Вт/см2; Т-ЗОА — 30,4 Вт/см2 (машины с дизелем и
однодисковым ФС);
ЗИЛ-133ГЯ —53,5 Вт/см2; КрАЗ-255Б1 — 43 Вт/см2; МАЗ-
6422—-54,6 Вт/см2; Т-150К — 30,6 Вт/см2 (машины с дизелем
и двухдисковым ФС).
Сопоставление этих значений со среднестатистическими за
1985...87 гг. и анализ динамики изменения Л'т.у показали, что
практически все выводы, сделанные по К2 и Кз, распространя-
ются и на этот показатель.
230
Все расчеты ПТ ведутся обычно по ее «слабому» элемен-
ту— фрикционной накладке. Поэтому в отличие от предыду-
щих показателей прогноз нагруженности ФС по N-r.y нельзя
принимать в качестве допускаемого при расчетах без учета
уровня качества современных отечественных накладок. В насто-
ящее время выпускаются только НФА по ГОСТ 1786—80*, по
которому их качество гарантируется при непревышении сред-
ней температуры поверхности трения [-&*].
Для соблюдения данного условия из выражения (2.248)
можно определить [Л\.у] при условии, что N^.y=L^I(iAdt(>).
Значения {7VT.y] для серийных НФА приведены в табл. 2.16.
2.16. Допустимые критерии нагруженности для серийных НФА
Код асбестовой ком- позиции по ОКП (шифр накладок) Объект применения Максимальная температура, °C, при воздействии Вт/см2
кратко- временном длитель- ном [-Оу]
17(1-271) ЗИЛ-431410 и т. д. 350 200 125
22(2-540) Автомобили, тракторы 350 200 125
47 (7-КФ-34) То же 300 160 ПО
56(41-132) Тракторы и сельхозма- 350 200 125
ШИНЫ
65(143-63Т-4) Автомобили, тракторы 200 120 68
82(1-287) КамАЗ и т. д. 350 200 125
86(1-4) Двигатели ЯМЗ 350 200 125
11(НСФ-7) ГАЗ-53А и т. д. 300 200 125
98(321-24) Легковые автомобили 300 200 135
Если при проектировании машины окажется, что Nt.y^[Nr.y],
то следует применить другой материал накладок или сделать
Авз<1. Так, накладки из спеченных материалов в форме коль-
ца (7<вз= 1) могут работать при N-t.y до 200 Вт/см2, а при
Квз< 1 — и при Ni.y до 400 Вт/см2. Более высокие значения
[ЛГту] имеют и некоторые типы накладок без асбеста.
Широко используется в современной практике для оценки
нагруженности ФС удельная работа буксования аг, так как
этот показатель определяет соотношение между основными
параметрами двигателя (7Идтах), ФС (А„), трансмиссии
(«к.п, ио) и машины в целом (Jn, Мс). В связи с этим показа-
тели ат необходимо дифференцировать дополнительно и по на-
значению машины (табл. 2.17).
Значения ат рассчитываются применительно:
к первой передаче для легковых автомобилей, тягачей и
автопоездов с полной нагрузкой;
231
2.17. Динамика изменения ст, Дж/см2
Автомобили и тракторы До 1945 г. 1945...55 гг. 1955...65 гг. 1965...75 гг. 1975...85 гг. 1985...87 гг.
Легковые с Уд, л: <1,2 100 150 200 220 230 250±20
<1.8 170 220 260 300 320 350±20
<3,5 250 260 320 400 440 450±20
Грузовые, самосвалы 270 310 370 390 400 410±50
с карбюраторным дви- гателем То же и автобусы с 120 150 200 176 200 300±50
дизелем и однодиско- вым ФС Тягачи и автопоезда —. 80 85 100 120 121±50
с дизелем Колесные тракторы 10 24 35 50 60 65±20
Гусеничные тракторы 10 12 16 18 2O±fo
ко второй передаче для одиночных грузовых автомобилей с
полной нагрузкой;
к первой высшей передаче для полностью нагруженных ма-
шин, имеющих делитель;
к передаче транспортного ряда для тракторов.
Момент сопротивления автомобилей и тракторов определя-
ется для горизонтального асфальта и грунтовой дороги соот-
ветственно.
Из табл. 2.17 следует, что от растет с увеличением рабочего
объема двигателя для легковых автомобилей. Ниже приведены
значения ат (Дж/см2) современных отечественных автомо-
билей.
ВАЗ-1111 . ... 130 (У< 1,2 л) ЗАЗ-1102 . ... 249 (У<1,2 л)
ВАЗ-2107 . ... 223 (Г<1,8 л) ВАЗ-2108 . ... 195 (У<1,8л)
ГАЗ-3102 . ... 326 (1/<3,5 л)
Отсюда видно, что эти значения в основном несколько мень-
ше, чем нижние границы полей рассеяния средних статистиче-
ских показателей за 1985...87 гг.
Значения ат, как правило, ниже у машин с дизелем, чем
у машин с карбюраторным двигателем, так как у последних бо-
лее высокое значение сйНч. Современные отечественные модели
имеют такие значения от: ЗИЛ-431410 — 311 Дж/см2; ГАЗ-53А —
452 Дж/см2; ЛАЗ-699Р — 406 Дж/см2. Автомобили, предназна-
ченные для работы без прицепов, оборудуются почти всегда
однодисковыми ФС. Они имеют следующие значения сгт:
ЗИЛ-4331 — 225 Дж/см2; ГАЗ-4509 —- 281 Дж/см2, т. е. несколь-
ко меньше нижней границы поля рассеивания среднестатисти-
ческого значения. Тягачи и автопоезда имеют более низкую
нагруженность, чем одиночные автомобили, из-за более высо-
232
ких передаточных чисел трансмиссии, используемых при тро-
гании с места. Чаще всего здесь применяют однодисковые ФС,
у которых ат равно: ЗИЛ-433100— 142 Дж/см2; ГАЗ-6008 —
166 Дж/см2; МАЗ-63011 — 109 Дж/см2, т. е. в пределах рассе-
яния средних статистических значений.
Двухдисковые ФС применяются значительно реже. У авто-
поезда МАЗ-6422 с двухдисковым сцеплением от = 67 Дж/см2.
Тракторы, особенно гусеничные, имеют значительно меньшее
ят, чем автомобили. Так, значения ат для колесных тракторов
составляют: Т-150К—-41,2 Дж/см2; Т-ЗОА — 54,6 Дж/см2; для
гусеничных тракторов; ДТ-75М—17,7 Дж/см2; Т-150 —
16,7 Дж/см2.
Анализ табл. 2.17 указывает на непрерывный рост значений
ат во времени в связи с совершенствованием конструкций ФС
и применением новых материалов для накладок ВД. В буду-
щем ожидается повсеместное применение ФС с разрезными
тарельчатыми пружинами, в том числе ФС с «вытягиваемой»
пружиной, и широкое использование материалов без асбеста
для накладок ВД.
Среди показателей нагруженности ФС, определяемых экспе-
риментальным путем, наиболее универсальным и информатив-
ным является работа буксования за определенный период
(1000 км пробега, или 1000 моточасов) эксплуатации SLT, от-
несенная к площади накладок:
1000)- (2.288)
Этот показатель требуется при расчете (прогнозировании)
срока службы ПТ и других деталей, для расчета режимов
ускоренных стендовых испытаний, для расчета основных пара-
метров ФС.
Работу буксования для определенных условий можно найти
как
где £ть Етп — работа буксования при трогании машины с
места на 1-й и последующих передачах за определенный пе-
риод; //т — работа буксования при переключении передач.
В настоящее время для определенных условий эксплуата-
ции SLT измеряется режимомерами, например конструкции
ВНИИАТИ—ЯПИ.
Из выражения (2.288) следует, что az зависит от тех же
величин, что и ат. Кроме того, очевидно влияние типа дорог
и организации движения. С учетом этих факторов на рис. 2.70
и 2.71 отражена динамика нагруженности автомобильных ФС,
которая до 1966 г. представлена по данным Н. А. Бухарина,
С. А. Лаптева, Ю. А. Ечеистова, О. В. Соколова, Р. В. Кугеля,
233
Рис. 2.70. Динамика нагружеи-
иости сцеплений легковых и
грузовых автомобилей на раз-
ных дорогах:
1 — в Москве; 2 — в условиях
карьера, бездорожья; 3 — в об-
ластном городе; 4 — на автома-
гистрали;——-——-— легковые ав-
томобили; — •—--грузовые ав-
томобили
А. П. Зигеля, а позднее—
по результатам собствен-
ных регулярных наблюде-
ний [53].
Легковые автомобили
эксплуатируются в основ-
ном на дорогах с твер-
дым (асфальтовым) по-
крытием, и поэтому решающее влияние на аг оказывают усло-
вия (организация) движения. На загородных шоссе — автома-
гистралях (рис. 2.70) рост az в последние 20 лет незначителен.
Некоторый рост числа включений ФС из-за повышения плот-
ности движения и Lti,... ,LTn компенсируется определенным
улучшением состояния дорог и появлением моделей, у которых
отношение массы к мощности меньше, что позволяет им
преодолевать те же дорожные
сопротивления с меньшим чис-
лом переключений в коробке
передач. Более интенсивный
рост az наблюдается в горо-
дах, прежде всего из-за увели-
чения числа остановок. Отсюда
следует повышение доли рабо-
ты буксования сцепления при
трогании автомобиля с места
от 2ХТ, которая, например, в
Москве составляет 70 ...85%.
Из рис. 2.70 видно, что за по-
следние 25 лет аг в Москве
увеличилась в 2 раза. В евро-
Рис. 2.71. Динамика нагруженности
сцеплений самосвалов, автопоездов и
автобусов на различных дорогах:
/ — в г. Москва; 2 — в условиях карь-
ера, бездорожья; 3 — в областном горо-
де; 4 — на автомагистрали------------ ав-
тобусы;^-----------------------------Д самосвалы, двухдиско-
вое сцепление; самосвалы, од-в---------&
нодисковое сцепление; С-------О автопо-
езда
Годы
234
пейских странах за период с 1954... 74 гг. нагруженность ФС
в подобных условиях возросла более чем в 3 раза.
По данным исследователей, число включений ФС в круп-
ных городах в часы пик достигает 12...16 на 1 км пути. Анализ
кривых на рис. 2.70 и 2.71 показывает, что рост az в крупных
городах может продолжаться в зависимости от организации
движения различными темпами.
Как следует из рис. 2.70, аг ФС грузовых автомобилей рас-
тет еще больше, причем, как и в предыдущем случае, прежде
всего за счет увеличения числа остановок. Определенный рост
az объясняется также и практически повсеместным внедрением
однодисковых ФС, у которых удельная работа буксования всег-
да больше, чем у двухдисковых. Одновременное разнообразие
и неизменность условий, определяемых как «карьер» и «бездо-
рожье», обусловливают, во-первых, большое рассеяние значе-
ний аг, а во-вторых — практическое отсутствие их роста. Харак-
тер изменения кривых аг во времени и рассеяние их значений
относительно среднестатистических создали основу для прогно-
за до 1997 г., показанного на рис. 2.70. Подобные прогнозы,
сделанные в 1974 г., удовлетворительно подтвердились в 1981 г.
Динамика az для грузовых автомобилей, автопоездов и
автобусов с дизелями (рис. 2.71) за 20 лет на автомагистрали
(индекс АС) увеличилась на 5... 10%, а в условиях городского
движения — в 1,2...1,5 раза. Наименьший рост az наблюдается
в карьерах и на маршрутах автобусов, что объясняется причи-
нами, изложенными выше.
Если принять az=l для самых легких условий работы ФС,
то его нагруженность можно представить следующим рядом:
Ozac=1; горная дорога средней трудности (индекс ГДСТ)—•
йггдст=3,2; пригородное шоссе (индекс ПШ)—агпш =3,73;
горная дорога повышенной трудности (индекс ГДПТ) —
й2гдпт=Ю,8; областной город (индекс ОГ)—аг0Г =15;
Москва (М) огМ = 24,5; карьер, бездорожье — агК = 24,5. Сумма
azz может характеризовать относительную долговечность сцеп-
лений и его ПТ:
^=«:гАС^1“Ьа;гГДСТ^2 4“^гГДПТ^З
4~°znm^4“bffzor^5 4'fl;zM^6 Д-<ггКЖ7, (2.289)
где Ж1-Ж7— коэффициенты распределения пробега автомоби-
ля в различных условиях.
Заметим, что аналогичный по своей сути коэффициент экви-
валентности пробега, предложенный П. Н. Горячевым, имеет
весьма близкие значения: Жас = 0,Г, Жпш=0,2; Жм = 0,17...0,2;
Жог =0,08...0,12; Жгдст =0,03...0,04.
Для ФС с помощью Ж1...Ж7 все многообразие условий экс-
плуатации можно свести к нескольким характерным, приведен-
235
ным в табл. 2.18. Для таких
значения, Дж/(см2-км):
режимов Saz имеет следующие
ЗАЗ-968 ................ 3,0
ВАЗ-2107................ 3,5
«Москвич-2140».......... 3,03
ГАЗ-24.................. 3,4
ГАЗ-53А ................ 3,17
ЗИЛ-431410............. 6,24
КрАЗ-256 .............. 2,6
МАЗ-503 ............... 4,58
КамАЗ с прицепом . . . 4,62
совер-
Основываясь на гипотезе
пропорциональности износа
шенной работе буксования, можно предположить, что при оди-
наковом уровне качества накладок ВД в характерных усло-
виях эксплуатации наибольшую долговечность ПТ следует
ожидать у ФС, где az меньше.
2.18. Характерные условия эксплуатации автомобильных ФС
Коэффициенты распределения пробега
автомобилей в различных условиях
Автомобиль Ж1 Ж2 Жз Ж* Жз Жз Ж/
Легковой индивидуального пользования Такси Легковой ведомственный Грузовой для междугородных перевозок Грузовой на строительных ра- ботах Грузовой на сельскохозяйствен- ных работах Кроме характеристик 0,2 0,1 0,1 0,4 0,25 0,3 0 0,3 0,15 0,15 0,5 0,35 0,35 — 0,2 0,05 0,05 0,2 0,3 0.3 0 0,4 0,1 0,1 0,4 0,4 0,4 — 0,2 0 0 0,2 0,3 0,3 0 0,3 0,4 0,5 0,5 — 0,7 0 0 0,1 0,1 0,1 0 0,75 0,2 0,2 0,2 — 0,05 0 0 0,2 0,6 0,6 0,05 0,1 0,35 0,7 0,7 0,15 0,3 0 0 0,3 0,05 0,05 0,2 0,35 — — 0,4 0,15 0,15 0,2 механической нагруженности аг, еле-
дует учитывать и тепловую нагруженность ФС. Последнюю
из-за удобства определения чаще всего оценивают величиной
&V в нажимных дисках. Регулярные наблюдения [53, 57] пока-
зали, что в нормальных условиях эксплуатации большинства
машин температура "Sv редко превышают 120°C. Фирма «Феро-
до» [53] указывает, что температура -Оц редко превышает 110°С,
а «Юрид» [57] — 8О...12О°С. П. Н. Горячев получил следующие
максимальные значения -Оу при эксплуатации: в легких усло-
виях работы и на пригородных шоссе 11О...12О°С; на горных
дорогах, в Москве и областных городах— 140... 160 °C. В тяже-
лых условиях эксплуатации (карьер, бездорожье) температу-
ра -&V может достигать 200...240 °C. Измерения, сделанные при
застревании машины в песке, показали, что после 10 включе-
ний ФС («раскачек» машины) с интервалом 5...10 с Оу дости-
гает 400°С. За последние’20 лет температура -Оу практически
не растет, что можно объяснить совершенствованием конструк-
ции ФС в направлении улучшения теплоотвода в окружающую
среду.
3. ИСПЫТАНИЯ ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИИ
3.1. КЛАССИФИКАЦИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКА
В соответствии с ГОСТ 16504—81 все многообразие испы-
таний можно классифицировать по пяти признакам (рис. 3.1).
Охарактеризуем их с оговоркой, что часто бывает трудно одно-
значно очертить рамки тех или иных видов испытаний.
Лабораторными назовем такие испытания, которые прово-
дятся на стационарном оборудовании и на объекте, отличаю-
щемся от реального.
Стендовыми называются испытания реального объекта,
которые проводятся на стационарном оборудовании, воссозда-
ющем тот или иной диапазон различных нагрузок.
Натурными называются испытания реального объекта в со-
ставе машины, для которой он предназначен. В зависимости от
места проведения и особенности программы натурные испыта-
ния называются дорожными, полигонными, полевыми и эксплу-
атационными.
Если натурные испытания проводятся в условиях обычной
эксплуатации тяговой или транспортной машины, то они соот-
ветственно и называются полевыми или эксплуатационными.
Особенности проведения таких испытаний заключаются в отсут-
ствии:
на машине измерительной аппаратуры, требующей участия
водителя, который чаще всего не знает цели и объекта испы-
таний;
специально оговоренных режимов работы, за исключением
возможных требований к периодичности осмотра, регулировки
и смазывания объекта испытаний.
Натурные испытания, проводящиеся по специальным прог-
раммам на оборудованных измерительной аппаратурой маши-
нах на дорогах общего пользования, называются дорожными.
Такие же испытания машин на специально оборудованных
трассах называются полигонными.
Порядок испытаний в наиболее общем виде можно выра-
зить формулой «лаборатория •— стенд — полигон — эксплуата-
ция». Объем, занимаемый каждым видом, зависит от наличия
оборудования, времени, объекта, цели и назначения испытаний.
По этим причинам формула может содержать даже один вид
испытаний.
237
Испытания могут проводиться при нормальных, ускоренных
и модельных нагрузках.
Нормальные (реальные) нагрузки зависят от множества
факторов различного рода и поэтому присущи только эксплу-
атационным испытаниям, проводящимся в различных условиях
на достаточно большом числе машин в течение достаточно
большого времени.
Все другие типы нагрузок разрабатываются на основе ре-
альных с разной степенью приближения. Следовательно, досто-
верность испытаний с реальными нагрузками наибольшая, но
наибольшей оказывается и продолжительность, что во многих
случаях неприемлемо. Поэтому наиболее распространены испы-
тания при ускоренных нагрузках. Ускоренными (форсирован-
ными) называются испытания, при которых единичный акт на-
гружения объекта качественно не отличается от реального, а
значение нагрузок или частота их появления больше реаль-
ных.
Модельными называются испытания, при которых единич-
ный акт нагружения качественно отличается от реального. При
этом часто моделируются не только нагрузки, но и конструк-
ции объекта, в связи с чем модельные нагрузки применяются
в основном при лабораторных испытаниях.
В зависимости от профиля и задач предприятия-изготовите-
ля испытания могут иметь различное назначение.
Контрольные испытания проводятся для оценки соответст-
вия качества выпускаемой продукции требованиям норматив-
но-технической документации. Они осуществляются и ОТК
завода, и его исследовательскими лабораториями. В последнем
случае используются все виды испытаний, но наиболее распро-
странены лабораторные и стендовые.
238
Приемосдаточные испытания проводятся при передаче мате-
риалов или комплектующих изделий серийного производства с
одного предприятия на другое. Для этого в основном исполь-
зуются лабораторные и, реже, стендовые испытания.
Доводочными называются испытания вновь разработанных
или модернизированных конструкций, деталей или материалов
перед постановкой в серийное производство. Для этого исполь-
зуются все способы испытаний, но чаще стендовые и лабора-
торные.
Исследовательскими называются испытания по специально
разработанным программам для проверки расчетов и теорети-
ческих разработок, для создания новых методов испытаний,
изучения степени влияния различных факторов на свойства
объекта. Для проведения таких испытаний используются все
классифицированные способы.
Конечные цели всех испытаний сводятся к абсолютной, срав-
нительной или специальной оценке объекта испытаний.
Абсолютная оценка дается при ресурсных испытаниях, кото-
рые проводятся или до полного износа, или до поломки, или
до допустимой деформации объекта. Ресурсные испытания объ-
екта испытаний, его деталей и материалов наиболее распро-
странены в условиях эксплуатации и на стендах.
Сравнительные испытания проводятся для относительной
оценки двух или нескольких одноименных узлов, деталей или
материалов. Для этой цели используются все способы испы-
таний.
Рассмотрим подробно методы, оборудование и оценочные
показатели этих испытаний применительно к каждому класси-
фицированному на рис. 3.1 объекту.
3.2. ИСПЫТАНИЯ ФС В СБОРЕ
При испытании ФС обычно рассматривают важнейшие его
узлы: нажимной диск в сборе с кожухом (НДК), нажимными
пружинами и механизмом его отвода, ВД и МВ, а также их
главные детали.
Методами лабораторных испытаний наиболее часто опре-
деляются: соответствие размеров ФС чертежу; силовое и кине-
матическое взаимодействие узлов и деталей ФС; прочность и
износостойкость.
Первая задача выполняется или обычным инструментом,
или с помощью трехмерных компьютерных устройств [56]. Они
особенно эффективны при контрольных испытаниях на техно-
логических линиях сборки ФС.
Вторая задача сводится к определению трех основных ха-
рактеристик ФС (рис. 3.2): зависимости усилия выключения
Двык от перемещения МВ, т. е. РВык=1(1вык); зависимости на-
239
Рис. 3.2. Характеристики силового и кинематического взаимодействия:
/д — толщина ВД прн выключении сцепления
жимного усилия РНж от перемещения нажимного диска /нж, т. е.
Р нж = / нж) j зависимости /вык“~ жнж), где I нж отход нажим-
ного диска от ВД.
Потери в механизме отвода нажимного диска определяются
ординатой между кривыми нагрузки и разгрузки. Они получа-
ются на стендах, где возможна установка и быстрое крепление
ФС на рабочем столе и имеется механизм осевого нагружения
с регулировкой хода штока. Один из таких стендов с рабочим
усилием до 11,500 кН показан на рис. 3.3, а. На рабочий
стол 11 можно устанавливать ФС в сборе, привернутое к ма-
ховику. Вместо ВД 3 может быть проставочное кольцо, и в
этом случае при ходе штока 6 вниз, когда он воздействует на
МВ 1, определяется РВык = /:(/вык), а при ходе штока вверх,
когда он воздействует на проставочное кольцо, определяются
ГНж=/(^нж) и /вык = /:(ГНж). На фирме «Валео» для этой цели
используются стенды «Мекаграф». В зарубежной практике про-
цесс обработки зависимостей (рис. 3.2) автоматизируется по-
средством микропроцессора или микрокомпьютера. На сборке
ФС такие стенды выполняют конечную операцию — контроль
готовых изделий. При этом ограничиваются фиксацией Рнж
при двух значениях толщины ВД — новом и изношенном,
/нж min, Гвык при /'нжтш, которые показаны на рис. 3.2. Эти дан-
ные вносятся в накопитель ЭВМ, где обрабатываются стати-
стически для получения динамики изменения качества.
Силовое и кинематическое взаимодействие узлов и деталей
при вращении ФС отличается от статического. Для определе-
ния динамического взаимодействия применяются стенды с гори-
240
Рис. 3.3. Стенды:
а — для определения статических характеристик сцепления; б — для испытаний на
прочность и износ МВ; 1 — МВ или ее имитатор; 2 — НДК; 3 — ВД или проставоч-
ное кольцо; 4 — маховик двигателя или его имитатор; 5 — прибор для измерения
перемещения нажимного диска; 6 — шток; 7 — нагрузочная камера; 8 — гидроци-
линдр двойного действия; 9 — упорный подшипник; 10 — линейный преобразователь;
И — рабочий стол; 12 — термопара; 13 — обогреватель; 14 — кожух; 15 — пневмо-
цнлиндр двойного действия
зонтальной осью вращения. Например, стенд фирмы АП [56]
имеет электропривод, от которого посредством клиноременной
передачи вращение передается на два параллельных вала, где
устанавливаются маховики и ФС в сборе. Процесс испытаний
автоматизирован. Максимальная частота -вращения ФС в сбо-
ре определяется из расчета 70% от максимально допустимой,
превышение которой приводит к его разрушению. Определяет-
ся влияние скорости вращения ФС на РВык и РНж. При маю’"-
малыюй частоте вращения РВЬ111 не должно быть меньше уста-
новленного значения, а Рнж должно составлять 85...90% от той
же нагрузки, определенной в статике. Такая методика приме-
няется при исследовательских и доводочных испытаниях. Проч-
ность и износостойкость механизма отвода нажимного диска
оцениваются в несколько этапов. Прежде всего определяется
износ шарниров, соединяющих тарельчатую пружину с кожу-
хом, и износ сочленений в ФС с винтовыми пружинами, износ
концов рычагов выключения, прочность рычагов, нажимных
пружин и деталей МВ. С этой целью ФС в сборе или с калиб-
рованной пластиной вместо ВД подвергается осевому нагруже-
нию через МВ. Так как число таких нагружений должно быть
241
достаточно большим, применяют нормальные нагрузки, форси-
рованные по времени. Такие испытания выполняются на стен-
дах, один из которых представлен на рис. 3.3, б [56].
В методике фирмы АП применяется основной блок нагру-
зок, состоящий из 106 циклов нагружения с максимальным
/вык и проверкой через каждые 250-103 циклов характеристик,
показанных на рис. 3.2. Фирма «Валео» использует стенды с
гидроприводом, обеспечивающим 250 нагружений в минуту и
регулировку /вык. Для контрольных испытаний применяют
блок, обеспечивающий 10е нагружений, а для доводочных —
(3...7) • 106 нагружений.
При исследовательских и доводочных испытаниях этот ме-
тод дополняется «динамическим тренажом» на стендах, состо-
ящих из электропривода, вала с фланцем, на котором устанав-
ливается ФС, МВ, нагреватель, устройство для создания
несоосности МВ и ФС, системы автоматического управле-
ния МВ.
При этом обеспечивается частота вращения вала ФС до
3000 миг1, температура в картере до 150°C, несоосность МВ
относительно оси вращения ФС в пределах 0,8 мм и ход МВ
до 17 мм. Типичный режим испытаний определяется следую-
щими параметрами: п = 1000...2000 мин-1 для грузовых и п=
= 3000 мин-1 для легковых автомобилей; частота включения —
104 в минуту; '&v=100oC, несоосность — 0,4 мм. Делается ми-
нимум 4-Ю5 включений ФС без рассеяния энергии в его ПТ
с регулировкой хода и проверкой дефектов через каждые 105
циклов. После испытания определяются износы и силовые и
кинематические параметры ФС. Так, значение /нж должно из-
меняться не более чем на 10%, а Ркж и Рвык— не более 10%
для ФС с тарельчатыми пружинами и не более 15 и 30%
соответственно — для ФС с винтовыми пружинами. Износ
концов рычагов выключения или лепестков разрезной тарель-
чатой пружины не должен превышать 33%•
В реальных условиях на ФС постоянно действуют центро-
бежные силы. Их воспроизводят на стендах, устройство кото-
рых понятно из рис. 3.4. В последнее время для привода ис-
пользуют воздушную турбину, которая позволяет изменять
скорость в широких пределах. Такой привод, например, имеет
центрифуга «Шенк», применяемая фирмами АП, «Валео» и др.
Центрифуга позволяет достигать частоты вращения 65000 мин-1
при массе деталей до 50 кг и 25000 мин-1 при массе деталей
от 50 до 150 кг. Рабочие камеры этих стендов обычно обору-
дуются нагревательными устройствами и устройствами для
создания вакуума. Разрушение можно наблюдать с помощью
стробоскопа и замедленной киносъемки. Для компенсации сил,
возникающих от веса испытуемых деталей, корпус подшипни-
ка имеет магнитный амортизатор.
242
Рис. 3.4. Стенд для испытаний на разрушение:
тахометр; 2 — тахогенератор; 3 — ременная передача; 4 — корпус подшипника:
5 — срезная муфта; 6 — испытуемое ФС; 7 — камера; 8 — электродвигатель
1
В процессе типового испытания ФС определяется разруша-
ющая частота вращения; она должна быть не менее чем в
1,5 раза выше максимальной частоты вращения соответствую-
щего ДВС. Такая методика используется чаще всего при конт-
рольных и доводочных испытаниях.
Стендовые динамические испытания значительно расширя-
ют информацию о свойствах ФС, его узлов и деталей. Для их
проведения используются три типа стендов: безынерционные,
инерционные и комбинированные. Две характерные схемы
безынерционных стендов представлены на рис. 3.5, а, б.
В схеме на рис. 3.5, а нагрузки создаются мотором, крутя-
щий момент которого заведомо превышает AfT испытуемого
ФС. Из схемы видно, что ВД закреплен неподвижно на при-
емном валу и при включении ФС буксует с постоянной скоро-
стью. В схеме на рис. 3.5, б нагрузки на ФС создаются элек-
трическими или гидравлическими тормозами. Так сделан стенд
фирмы «Лайкок», содержащий ДВС, испытуемое ФС, коробку
передач и гидротормоз. Принципиально не отличается схема,
содержащая электродвигатель постоянного тока, испытуемое
ФС и генератор. Однако в настоящее время наиболее распро-
странены инерционные стенды, где нагрузка на ФС создается
повышением или снижением частоты вращения инерционных
масс (ИМ). В стенде на рис. 3,5 д используются оба способа
создания нагрузок. По такой схеме выполнен стенд СИКС-1,
впервые в СССР сделанный небольшой серией и хорошо заре-
комендовавший себя в эксплуатации на ЯМЗ и во ВНИИАТИ.
Здесь первое испытуемое ФС работает в режиме разгона ИМ
(как на машине), а второе испытуемое ФС — в режиме тормо-
243
Рис. 3.5. Схемы стендов:
а и б — безынерционных; et г, ж — инерци-
онных; Д — ДВС или электродвигатель; КП —
; коробка передач (редуктор); ИФС — испытуе-
мое фрикционное сцепление; Н — нагружатель;
ИМ — инерционные массы; НКИ — накопи-
тель кинетической энергии
жения. При этом процесс буксова-
ния ПТ в обоих ФС качественно не
отличается. Подобный стенд уста-
новлен на КамАЗе.
Момент инерции может созда-
ваться: набором маховиков различ-
ного размера, изменением переда-
точного отношения редуктора, уста-
новленного между ИМ и ИФС, из-
менением радиуса инерционной мас-
сы.
Большинство стендов имеют
электрический привод, иногда с на-
копителем кинетической энергии,
как на СИКС-1. Стенды с приво-
дом от ДВС распространены за ру-
бежом. Один из таких стендов, где
также одновременно испытываются
два ФС — разгонное и тормозное —
показан на рис. 3.6, а [56]. Слож-
ности, связанные с эксплуатацией
таких стендов, очевидны.
Циклограмма работы стенда, по-
казанного на рис. 3.6, а, представ-
лена на рис. 3.6, б. Здесь испытуе-
мое ФС, работающее в режиме
разгона (верхний график), испы-
тывается на усталость (долговечность), а работающее в режи-
ме торможения-—на сопротивление термическим нагрузкам.
Все многообразие конструкций стендов можно свести к
пяти наиболее распространенным (см. рис. 3.5, в...ж). Преиму-
щества и недостатки, а следовательно, и перспективы их при-
менения можно оценить, рассмотрев современные требования
к стендам: 1) наименьшая стоимость; 2) минимальные эксплу-
атационные расходы; 3) точность и постоянство задания нагру-
зок; 4) возможность программирования задаваемых нагрузок
в любом порядке; 5) полная информация о свойствах объекта
испытания.
Наиболее экономичны в изготовлении стенды, показанные
на рис. 3.5, в, г и ж. Следует учесть, что стоимость стендов
244
Рис. 3.6. Стенд фирмы «Валео» и циклограммы его работы:
1 — ДВС; 2 — испытуемое ФС (разгонное); 3 — механизм выключения; 4 — инер-
ционная масса; 5 — кожух; 6 — испытуемое ФС (тормозное); 7 — время работы
первого ФС (режим разгона ИМ); 8 — время работы второго ФС (режим торможе-
ния ИМ); 9 — частота вращения ИМ; 10 — частота вращения вала двигателя
заметно зависит от применяемых средств автоматики и обра-
ботки результатов. Эксплуатационные расходы определяются
надежностью работы всех систем, расходом энергии и време-
нем для подготовки к работе стенда и объекта испытаний (под-
готовительное время). Здесь явное преимущество имеют стен-
ды с электродвигателем, одним испытуемым ФС, работающим
в режиме торможения, и изменяемым Jn путем смены переда-
точного отношения в редукторе или радиуса ИМ, т. е. стенды
по схеме рис. 3.5, ж. Удовлетворение третьего требования зави-
сит прежде всего от совершенства автоматических устройств
и обработки результатов. Кроме того, существенное значение
имеет место установки испытуемого ФС.
245
Рис. 3.7. Стенд типа ИКС и цикло-
грамма его работы:
1 — электродвигатель постоянного тока;
2 — инерционная масса; 3 — редуктор;
4 — НДК; 5 — ВД; 6 — приемный вал;
7 — механизм выключения; 8 — подвиж-
ная опора; 9 — тензометрический рычаг;
10 — разгон ИМ двигателем; 11 — тор-
можение ИМ испытуемым ФС (двигатель
отключен)
Четвертое требование удовлетворяется и совершенством
автоматических устройств, и возможностями схемы. Здесь вновь
преимущество имеет пятая схема, особенно тогда, когда Jn
задается путем изменения радиуса ИМ, так как диапазон ско-
ростей (Онч в этом случае определяется характеристиками при-
вода и редуктором, а диапазон /п — набором маховиков,
передаточным отношением редуктора и изменением радиуса
ИМ. Удовлетворение последнего требования почти полностью
зависит от степени автоматизации обработки результатов. На
большинстве зарубежных стендов задание режима испытаний
и его контроль, сбор и обработка результатов автоматизиро-
ваны с помощью компьютеров или микропроцессоров.
Таким образом, в настоящее время вышеизложенным требо-
ваниям в наибольшей степени удовлетворяют стенды по пятой
схеме. В 1970 г. по этой схеме был разработан стенд ИКС-1
(рис. 3.7, а), на базе которого под различными марками была
создана серия подобных стендов (ЙКС-2, ИКС-Т, СИМС-73,
СИМС-78, СИМС-84).
Цикл работы этого стенда (рис. 3.7, б) состоит из разгона
ИМ до заданной пя электроприводом и последующего тормо-
жения этой массы испытуемым ФС до нуля (сплошная линия)
или до некоторого заданного значения (штриховая линия).
Параметры режимов испытаний ФС на стенде ИКС-1 при-
ведены ниже.
246
Jn, кг-м2 . . . 2,1; 2,9 6,9; 9,6 24,9; 34,9 80; 112 131; 184
п, мин-1 . . . . 600 ...6000 350... 3500 180... 1800 100... 1000 80 ... 800
Третий этап стенда — комбинированный — менее распро-
странен, чем инерционный. Здесь ИМ имитирует вращающиеся
и поступательно движущиеся массы машины, а гидравлический
или электрический нагружатель — момент сопротивления ее
движению. Такие стенды есть на некоторых отечественных
тракторных заводах и в институтах и на ряде зарубежных
фирм. Они чаще используются для исследовательских целей,
хотя пригодны и для решения других задач.
На стендах можно воспроизводить практически весь спектр
эксплуатационных нагрузок. Однако в большинстве известных
нагружений стендов все режимы относятся к категории форси-
рованных. При этом главным критерием правильности назна-
ченного режима является идентичность вида и характера де-
фектов ФС на стенде и в эксплуатации. В зависимости от вида
испытаний этот критерий дополняется рядом условий: возмож-
ность прогнозирования долговечности, минимальное время ис-
пытаний и пр.
На ФС действуют механические и тепловые нагрузки. Пер-
вые на инерционных стендах задаются Jn, юн и числом вклю-
чений Z. Вторые Являются следствием первых и периода вклю-
чений ФС. О тепловых нагрузках в ФС судят по объемной
и средней поверхностной Ф* температурам. Чтобы обеспечить
идентичность задаваемых и эксплуатационных нагрузок, на ФС
выбирают один или два основных нагрузочных параметра, зна-
чения которых стабильны на отдельных этапах испытаний.
Остальные параметры рассчитываются как производные от
основных. При этом чаще всего руководствуются следующими
принципами расчета режима испытаний: характерным тяже-
лым режимом эксплуатации тяговой или транспортной машины;
удельной работой буксования пт; удельной мощностью трения
N т.у-
В первом случае нагрузочным параметром обычно назнача-
ется Способы воспроизведения характерного тяжелого ре-
жима разнообразны. Наиболее известны следующие [57] часто
встречающиеся при эксплуатации автомобилей и тракторов:
Jn принимается равным приведенному моменту инерции полно-
стью груженого автомобиля или автопоезда при трогании с
места на второй передаче ровного асфальтового шоссе; Jn
эквивалентен Ja тракторного агрегата при его трогании на
стерне с максимально возможной эксплуатационной силой тяги
на крюке.
Однако и эти принципы расчета не охватывают всего спек-
тра эксплуатационных нагрузок, чаще их применяют при конт-
рольных испытаниях на заводах.
247
Рис. 3.8. Сопоставление кривой зависимости числа включений до отказа Zi —
= <р(аТ1) с кривой плотности распределения эксплуатационных нагрузок Z; =
=/'(йтг) для ФС ЯМЗ-236 автомобиля МАЗ-503 с прицепом
Задание нагрузок на стенде по удельной работе буксова-
ния в настоящее время является наиболее распространенным
в отечественной и зарубежной практике.
Для расчета удельной работы буксования, которую необхо-
димо задать на стенде (ат.Д и которая эквивалентна по свое-
му разрушающему действию всему спектру эксплуатационных
нагрузок, нужно выполнить следующее.
1. На основании фактических режимов работы ФС, напри-
мер показанных на рис. 3.8 и полученных исследователями
[53, 57], получить спектры изменения ат в классифицированных
условиях эксплуатации.
2. Построить кривые плотности распределения удельной ра-
боты буксования в смешанных условиях эксплуатации, как это
показано на левой части рис. 3.8, и описать их уравнениями
типа
1 — tL
-=-е V2 при атга1п<«т/<ат1;
2/2 ПрИ
(3.1)
1 —*
3/2 при ат2<атг<а1гаа,
где Zn, Zb Z2 — число включений ФС с учетом распределения
пробега по дорогам различной категории; t — статическая ха-
рактеристика (нормированное отклонение).
248
В системе (3.1) первое уравнение учитывает распределение
ат при переключении передач (область / на рис. 3.8), второе —
распределение йт при трогании машины с места на первой пе-
редаче (область II на рис. 3.8) и третье—распределение ат
при трогании машины с места на второй передаче (область III
на рис. 3.8). Число уравнений в системе (3.1) может быть и
больше трех, например, для трактора оно увеличивается на
число передач в коробке, применяемых для трогания с места.
3. Сопоставить кривую Zi=f(a-Ii) и кривую Zt = q(aTi), пред-
ставляющую собой зависимость числа включений ФС, необхо-
димого для полного износа накладок, от йт (кривая усталости).
Уравнение усталости в анаформированном виде
Z ;a"I^Z(fl^ =const, (3.2)
где йто — предел выносливости пар трения ФС до износа или
поломки; Zq-—базовое число циклов нагружения; ni\— пока-
затель кривой усталости.
4. Определить накопленное повреждение А'п. Используя ги-
потезу линейного суммирования повреждений детали, напри-
мер накладки, с учетом выражений (3.1) и (3.2) получим
"ттах
йтт1п
(3.3)
а с0 Z0
5. Рассчитать эквивалентную удельную работу буксования,
задаваемую на стенде. Преобразуя уравнение (3.3) и заменяя
Zo на Z3, будем иметь
где Z, — число включений до полного износа или поломки (от-
каза) детали.
Так как — величина постоянная, то существует
бесконечное число сочетаний Z3 и ат.э, удовлетворяющих этому
требованию. Для нахождения однозначного решения можно
использовать выражение (2.257).
Точка пересечения абсциссы, соответствующей значению fb
(рис. 3.8), с кривой усталости определит Z3, и тогда можно
рассчитать ат.э по уравнению (3.4). Стендовые испытания ФС
по удельной работе буксования наиболее часто применяются
в отечественной практике и весьма распространены за ру-
бежом.
Установлено [53], что наиболее типичные режимы эксплуа-
тации характеризуются следующими значениями аг.э.‘ 190...
249
270 Дж/см2 для однодисковых ФС, 150...190 Дж/см2 для двух-
дисковых ФС. При этом Z3 равно 1000...7500 и 3000...10 000
включений. Зная ат.э, можно определить остальные параметры
на стенде. Так, момент инерции маховых масс
jn , (3,5)
“нч
где Дн — полная площадь трения ВД; Lc —работа сил сопро-
тивления деталей стенда, ускоряемых (замедляемых) ФС,
£С=Л4С<Р2;
здесь Мс — момент сопротивления вращения деталей стенда;
<р2-—суммарный угол поворота деталей стенда за время сво-
бодного выбега; шНч •—частота вращения ФС перед его вклю-
чением.
В уравнении (3.5) знак плюс ставят при работе стендов с
ФС в режиме торможения, а знак минус —в режиме разгона.
Температурный режим назначается в зависимости от целей
или вида испытаний. Чтобы охватить все возможные режимы,
необходимо учитывать: 0v = 80...140°C— диапазон, в котором
ФС в режиме торможения, а знак минус — в режиме разгона.
...250°C-—вероятный диапазон, соответствующий тяжелым ус-
ловиям эксплуатации; &1/<400оС-—температура, соответствую-
щая экстремальным условиям.
Наряду с изложенным, в последнее время начинает приме-
няться методика стендовых испытаний ФС по эквивалентным
режимам нагружения, где за основу принимается не удельная
работа буксования, а полная работа буксования на разных
циклах нагружения.
Следует отметить, что назначение одинаковых режимов ис-
пытаний для ФС различных машин существенно искажает
реальные условия эксплуатации. Более того, условия работы
двух конструктивной различных ФС на одной и той же машине
в условиях эксплуатации также существенно различаются. Это
объясняется тем, что работа буксования и тепловой режим при
прочих равных условиях определяются также и конструктив-
ными параметрами ФС. Следовательно, даже при сравнитель-
ных ускоренных испытаниях двух ФС, устанавливаемых на
одну и ту же машину, режимы их стендовых испытаний по
работе буксования и температуре нагрева ПТ должны быть
различны.
Условия нагружения ФС на машине при эксплуата-
ции существенно меняются, следовательно, для получения объ-
ективной информации об износостойкости накладок стендовые
испытания ФС необходимо проводить при переменном нагру-
зочном режиме. Для этого предварительно разрабатывается
обобщенный режим нагружения ФС в эксплуатации по рабо-
250
Рис. 3.9. Режим нагружения ФС:
1 — в эксплуатации; 2 — при стендо-
вых испытаниях; £г- — работа буксо-
вания ФС на t-м этапе нагружения;
число включений ФС в эксплуа-
тации за один год работы машины
те буксования LT, который в
дальнейшем должен быть
воспроизведен при стендо-
вых испытаниях (рис. 3.9).
Затем определяется объ-
емная температура насыще-
ния одного из ведущих дис-
ков ФС на стенде для всех
i этапов нагружения. Данные стендовых испытаний состоят из
блока нагружения ФС при заданных значениях циклов нагру-
жений LTi и времени охлаждения ФС на i-м этапе нагружения
toxi до получения установившейся объемной температуры ®"vi.
При этом время включения ФС выбирается так, чтобы обеспе-
чить на стенде близкий к эксплуатационному закон нарастания
момента трения.
Далее определяется тепловой режим ФС для всех i этапов
нагружения:
&Vi=$vi -j-Sv,
где fi'V — разница между установившейся объемной темпера-
турой деталей внутренней полости картера ФС (для тяжело-
нагруженных машин обычно 80°C) и температурой окружаю-
щей среды в помещении, где установлен испытательный стенд
(20 °C).
На следующем этапе подбирается опытным путем продол-
жительность стендового цикла tcoxi для каждого значения L^t
из условия поддержания заданной температуры Оу/. При этом
tcoxt будет значительно меньше toxi, что и обеспечивает ускоре-
ние испытаний.
Далее для каждого этапа нагружения при заданных зна-
чениях Ln и tcoxi производится серия включений из 1000 циклов
и определяется износ лимитирующей по ресурсу накладки q-ti
на один цикл.
При этом фактический ресурс накладок ФС в моточасах
А =,
k
У
1=1
где Н — допустимый износ накладки ВД ФС; Lh — средняя на-
работка машины за год, моточасы; k — число режимов нагру-
жения ФС на стенде — число циклов включений ФС в год на
i-ом режиме нагружения.
251
Поскольку в последнем методе испытаний на стенде вос-
производится эксплуатационный режим нагружения ФС по
работе буксования и температуре ПТ, то результаты таких
испытаний, оценивающие ресурс ФС по его накладкам, явля-
ются более объективными по сравнению с другими методами.
Известные программы испытаний ФС очень разнообразны,
но чаще всего они включают:
1) подготовку к испытаниям стенда и ФС, проверку соот-
ветствия размеров чертежу, определение характеристик, пока-
занных на рис. 3.2;
2) приработку пар трения (не всегда);
3) периодические определения способности к передаче Л4Т;
4) износные и усталостные испытания;
5) ряд специальных этапов, например определения термо-
стойкости;
6) обработку результатов испытаний.
Именно в таком порядке проводятся, например, ресурсные
испытания однодисковых ФС на стенде СИКС-1. Вся програм-
ма рассчитана на 1000 циклов, из них 980 циклов при ат.э=
= 200 Дж/см2 и Фу = 120... 140 °C. Определение способности к
передаче Л4Т (фрикционные свойства) проводится в начале и
конце этого нагрузочного блока при Фу = 50, 100, 150, 200,
250 °C. Последние 20 циклов — этап термостойкости — прово-
дится при нт.э = 400 Дж/см2 и Фус400°С. Опыт показывает, что,
хотя износы деталей обычно не достигают предельных значе-
ний (они рассчитываются экстраполяцией полученных резуль-
татов), все основные дефекты ФС проявляются в достаточной
степени.
Фирма АП (56] для подобных целей использует стенд, вы-
полненный по схеме рис. 3.5, а с программой, представленной
на рис. 3.10, а.
Все буксования ФС, кроме последнего, осуществляются при
неполном Рнж и постоянном (заданном) моменте трения 7ЙТ.
ФС должно выдержать эти испытания без трещин или поло-
мок всех деталей. Коробление нажимного диска не должно
превышать 0,25 мм по среднему диаметру, вмятины (бринел-
лирование) на обратной стороне накладок не должны превы-
шать 0,4 мм, а Л4Т при полном буксовании должен превышать
Л4д соответствующего двигателя.
Вариантом этой программы являются испытания на способ-
ность ФС к передаче крутящего момента Мк. Один цикл тако-
го испытания длится 13,6 с (0,6 с —период включения, 0,75...
1 с — буксование с полным усилием Рнж и 11,9...12,6 с-—вы-
ключение и охлаждение).
Испытания продолжаются до тех пор, пока Мт станет ниже
Мд двигателя или до 400 циклов. После испытаний строятся
зависимости момента или коэффициента трения /т от числа
252
Рис. 3.10. Программы испытаний ФС иа стенде фирм:
а — АП; б — «Валео»
циклов, определяется бринеллирование (не более 0,38 мм), ко-
робление нажимного диска (не более 0,5 мм) и износ накла-
док (не более 0,25 мм).
При составлении программ испытаний ФС фирма «Валео»
учитывает тип и размер ФС, преимущественные условия экс-
плуатации (количество троганий на различных передачах за
предполагаемый срок службы, время охлаждения tOK), пара-
метры машины (мощность и Мл, масса, передаточное отноше-
ние трансмиссии и др.).
При этом учитывается предполагаемая длительность испы-
таний при условии, чтобы износы в ПТ были больше 0,5 мм.
Полученные таким образом параметры режимов испытаний ФС
380DB на стенде, показанном на рис. 3.6, а, представлены в
табл. 3.1.
Программа испытаний ФС фирмы «Валео» 430DTP пока-
зана на рис. 3.10, б, где одно включение осуществляется по
циклограмме, представленной ранее на нижней части рис.
3.6, б.
Результаты испытаний непрерывно обрабатываются на ЭВМ
и выдаются в виде распечатки или графиков, один из которых
(для ФС 310DB) представлен на рис. 3.11. Кроме того, за
каждые 10 включений ФС определяются следующие показа-
тели;
253
коэффициент стабильности /(с = Л4Т max/Мг mini обычно 7<с>1,
и чем он меньше, тем стабильнее фрикционные свойства;
средний коэффициент надежности КНд==Л1т.ср/Л1дтах, пред-
ставляющий отношение среднестатического Л4т.Ср к максималь-
ному крутящему моменту двигателя.
По терминологии, принятой в отечественной практике, Дпд
адекватен коэффициенту запаса ФС 0.
Минимальный коэффициент надежности
НДШ1П “•^т.сртщ/'^дтах’
где Мг.српип’—нижний предел среднестатического момента тре-
ния, который вычисляют на основе минимального среднестати-
стического коэффициента трения; /Сндт1п^1.
После окончания испытаний на каждом этапе определяется
износ каждой накладки, общий износ ВД, неплоскостность
(искривление) накладок, коробление нажимного диска, состо-
яние поверхностей трения, состояние остальных деталей ФС.
Низкий уровень Средний уровень Высокий уровень
200 500 600 800 2 О 200 500 2
Рис. 3.11. Результаты испытаний ФС 310DB фирмы «Валео»:
1 — максимальные значения; 2 — минимальные
О 200 2
3.1. Параметры режимов испытаний ФС 380DB на стенде фирмы «Валео»
Уровень нагружения Z LT за I цикл, кДж Суммарная работа за этап L%, МДж аг, Дж/см2 'О'у на рас- стоянии 4 мм от поверхно- сти, °C
Низкий 1500 90 135 60 200
Средний 750 180 135 120 200
Высокий 500 270 135 180 200
254
Рис. 3.12. Диаграмма одного цикла на-
грузки при дорожных испытаниях сцепле-
ния фирмы «Валео»:
I — буксование; II — охлаждение включенного
сцепления; III — охлаждение выключенного
сцепления
Стендовые испытания часто дополняются натурными. В этом
случае результаты испытаний на машине зависят по меньшей
мере от трех факторов: состояния машины, дорожных условий
и водителя. Выдержать все эти факторы постоянными от ис-
пытания к испытанию практически невозможно. Поэтому наи-
более достоверный результат при натурных испытаниях полу-
чается за счет увеличения объема испытаний и рядовой экс-
плуатации. Результаты многолетних испытаний используются
для непрерывного анализа показателей надежности и долго-
вечности (с отставанием от настоящего времени на 3...5 лет) и
при проектировании новых моделей ФС. Более оперативны
форсированные испытания. Известна методика дорожных испы-
таний фирмы «Валео», состоящая из последовательных трога-
ний автомобиля на подъеме 6,6% (рис. 3.12).
Базовое испытание состоит из двадцати последовательных
троганий полностью груженого автомобиля на 2-й передаче.
Так называемое «разрушительное» испытание состоит из вось-
ми базовых: испытание «при высокой температуре» — из пяти
базовых и «неразрушительное» — из одного базового, включа-
ющего пробег в 38 км и повторяющегося семь раз.
Режим испытаний контролируется системой, которая опре-
деляет работу буксования за одно включение, общую работу
буксования за программу и температуру в картере ФС.
Все известные программы ускоренных дорожных испытаний
ФС фирмы АП начинаются с тщательной подготовки ФС и
машины. В частности, обязательно определяются зависимости
хода педали от нагрузки, от хода штока главного цилиндра,
от хода штока рабочего цилиндра, от хода штока рычага вы-
ключения, от хода МВ, от перемещения нажимного диска.
Автомобиль или трактор оборудуется тахометром, прибором
для определения температуры в картере ФС, прибором для
определения хода педали и нагрузки, хронометром. При испы-
таниях в основном выполняются следующие задачи: определе-
ние способности к передаче крутящего момента, определение
долговечности ФС и оценка условий труда.
Для решения первой задачи применяется несколько похо-
жих методик. Одна из них начинается с пробега в 10 км, где
периодически осуществляется 20 троганий с места. Затем вы-
полняется основной блок из 20 включений при следующих
условиях: высшая передача; полностью открытая дроссельная
255
заслонка; пнч = 4000 мин-’; быстрое включение ФС, включен-
ный ручной тормоз. В результате определяется время заглоха-
ния двигателя. После пробега 6,5 км вновь повторяется основ-
ной блок. Испытание заканчивается проверкой работы ФС на
уклоне 12,5 и 16,5% на первой передаче и заднем ходу.
Другая методика предусматривает первоначальный пробег
30 км, а затем 20 троганий на уклоне 25% с одноминутным
интервалом на первой передаче, с минимальными частотами
вращения и с записью времени буксования te, начальной и ко-
нечной частоты (частоты синхронизации) вращения двигателя
/2нч И tic-
В настоящее время многие легковые автомобили эксплуати-
руются с прицепом, что осложняет работу ФС. В испытаниях
это имитируется первоначальным пробегом в 30 км, а затем
пятью троганиями на уклоне 12% с одноминутным интервалом
на 1-й передаче, с минимальными частотами вращения и с
записью to, «нч и пс. Способность ФС к работе в длительно тя-
желых условиях проверяется с использованием блока из
20 циклов (троганий с места) со следующими параметрами:
уклон 6,6%; вторая передача; пнч = 2600 мин-1; пс=1200 мин-1;
/б = 4 с; движение с п= 1200... 1400 мин-1 в течение 7 с и охлаж-
дение с выключенным ФС продолжительностью 4 с; интервал
между циклами — 15 с. После окончания испытаний в блоке —
запись температуры в картере ФС и проверка легкости пере-
ключения передач с 3-й на 2-ю и со 2-й на 3-ю и охлаждение
10 мин. Затем блок нагрузок воспроизводится еще 3 раза;
таким образом, общее число циклов равняется 80. Испытание
заканчивается осмотром и измерением износов основных дета-
лей и описанием поведения ФС (дым, запах, вибрация, про-
буксовка, «ведение»).
В настоящее время требования к условиям труда конкури-
руют по жесткости с требованиями по надежности. Острота
проблемы связана еще и с тем, что такие дефекты, как «дер-
гание», вибрация, шум, при включении ФС часто появляются
в сроки, когда действуют гарантийные обязательства заводов-
изготовителей. Нашими [53] и зарубежными исследователями
установлено, что характеристики ПТ ФС — это лишь неболь-
шая часть среди многих причин (состояние систем двигателя,
параметры трансмиссии машины и т. д.), влияющих на появ-
ление этих дефектов. Поэтому оценка работы ФС с точки зре-
ния условий труда проводится методами натурных испытаний.
Для этого, например, используют такую методику: приработ-
ка ПТ (пробег 30...50 км); трогание с места на подъемах 8 и
16% на первой и второй передачах и на передаче заднего хода
при низких и высоких частотах вращения вала двигателя и
плавном отпускании педали ФС; обработка результатов испы-
таний. Специальная аппаратура обычно не используется, а
256
оценка делается опытными водителями-испытателями по раз-
работанной для этих целен системе [56].
По результатам ускоренных испытаний можно прогнозиро-
вать срок службы ФС. Так, фирма АП использует для этого
методику, предусматривающую [56]: пробег 25 тыс. км по хол-
мистой местности (среднее число включений ФС 800 на 420 км)
с полной нагрузкой; оценку условий труда при управлении
ФС. Второй пункт выполняется в начале испытания и в даль-
нейшем с интервалом 2,5 тыс. км. Осмотр и измерение деталей
ФС проводятся в начале испытания, через 15 тыс. км пробега
и в конце испытания.
Для изделий, у которых при оценке последствий отказа
наиболее важным является сам факт отказа, показателем на-
дежности служит средний ресурс. К таким изделиям относит-
ся и ФС. Также используются показатели: вероятность безот-
казной работы и гамма-процентный ресурс. Их получают при
эксплуатационных испытаниях, проводимых в разных природ-
но-климатических зонах и на различных характерных работах.
Так как показатели надежности являются величинами случай-
ными, испытываются не менее 25 достаточно новых машин.
Продолжительность таких испытаний зависит от их цели и
назначения; они могут заканчиваться до наступления предель-
ного состояния или вместе с ним. Эти испытания чаще всего
используются для контроля, исследований, определения ресур-
са и сравнения различных конструкций.
3.3. ИСПЫТАНИЯ ФРИКЦИОННЫХ МАТЕРИАЛОВ И ПАР ТРЕНИЯ
Основным элементом неавтоматического ФС является ПТ,
в которой осевая нагрузка РНж, создаваемая нажимным меха-
низмом, преобразуется в момент трения Мт, в результате чего
крутящий момент Мд передается от ведущих частей к ведомым.
ПТ образуется поверхностями нажимного диска и накладки,
маховика и накладки, промежуточного диска и накладки. Сле-
довательно, одинаково важно знать как свойства металлов (на-
жимного диска, маховика, промежуточного диска), так и свой-
ства материалов накладки. Свойства последних, часто называ-
емых фрикционными материалами (ФМ), обычно представлены
менее полно, так как свойства металлов, в частности чугунов,
которые для этого случая наиболее часто применяются, хоро-
шо известны. В отечественной и зарубежной практике лабора-
торные испытания ФМ являются основным видом заводского
контроля, т. е. относятся к категории приемосдаточных и конт-
рольных. Здесь чаще всего определяют так называемые физи-
ко-механические показатели по ГОСТ 1786—80*: твердость НВ
по Бриннелю; коэффициент трения fT; стабильность /т при из-
менении температуры, %; износ I, мм; теплостойкость; измене-
ние массы в жидких средах X, %•, удельную работу, кДж/м2.
9—1607 257
Среди физических показателей у ФМ наиболее часто изве-
стными методами определяется плотность, коэффициент тепло-
проводности, удельная теплоемкость, относительная плотность
и тепловая усадка.
Специфическими являются испытания на прилипаемость,
где положительным считается результат, когда напряжение
отрыва Оот<0,7 МПа. Этот метод основан на определении проч-
ности прилипания образцов ФМ к чугунным пластинам после
воздействия окружающей среды с относительной влажностью
96%, давлением 0,21 МПа и температурой 49°С. Испытания про-
водятся на образцах размером 25,4x25,4 мм в два этапа, каж-
дый из которых продолжается 24 ч: 8 ч при -&v==49°C и 16 ч в
охлажденной до нормальной температуры камере. Кроме вы-
шеуказанных существует множество показателей трения и из-
носа, определяемых на образцах, а также методов и оборудо-
вания для их испытаний. Поэтому целесообразно ограничиться
упоминанием о фрикционной теплостойкости, которая в СССР
определяется на машинах типа СИАМ и И-47, К-54 при раз-
работке новых ФМ. В результате получаются две основные
характеристики: зависимости энергетической интенсивности
изнашивания и fT от температуры. Режимы испытаний и образ-
цы разрабатываются с учетом моделирования конструктивных
особенностей и условий работы реальных ФС.
Стендовые и натурные методы испытаний для ФМ практи-
чески не применяются.
В СССР оценка качества (или свойства) ПТ проводится по
следующим показателям: износостойкость накладок у у, коэф-
фициент трения ПТ у%; частота вращения накладок при разру-
шении от действия центробежных сил у3; коробление контр-
тел (прежде всего нажимного диска) у4; состояние поверхно-
стей трения накладок у$ и нажимного диска у&. Практически
не бывает, чтобы какая-либо конкретная ПТ имела все еди-
ничные показатели на верхнем уровне. Поэтому часто прихо-
дится решать задачу: какая из нескольких ПТ имеет более вы-
сокий уровень качества, если у одной ПТ — наивысший у\, у
другой—наименьший у^ и т. д. При субъективных решениях
такой задачи вероятность ошибки велика. Для этой цели нами
разработан комплексный показатель качества D [57].
Так как единичные показатели имеют различную размер-
ность, то для разработки D потребовалось привести их к без-
размерному виду. Для этого использовалась шкала желатель-
ности Харрингтона, по которой свойства оцениваются с помо-
щью коэффициента Д-. Шкала желательности ограничена
интервалом 0...1,0. При этом dt = O соответствует абсолютно не-
приемлемому уровню данного показателя; с// = 0,2 — очень пло-
хому; t/i = 0,2...0,4 — плохому; t/i = 0,4...0,6 — удовлетворительно-
му; б/г = 0,6...0,8 — хорошему.
258
Зависимость коэффициента качества от значений показате-
ля в случае, если техническими требованиями на показатель
накладываются односторонние ограничения, определяется функ-
цией
, е-у,
= 1 ,
где y'i — безразмерное значение /-го показателя качества.
Чтобы перейти от натуральных значений показателя к без-
размерному виду, их диапазон разбивают в соответствии со
шкалой желательности. Затем, используя метод наименьших
квадратов, определяют коэффициенты и уравнения для пере-
хода от натуральных значений показателя качества к безраз-
мерным где У1~У\> Уе — коэффициенты единичных
показателей качества.
Так как единичные показатели имеют различную весомость
Mt, то необходимо это учитывать коэффициентом весомости
Я Mi
Мщ]
где гц — число показателей качества.
Для расчета комплексного показателя качества D применя-
ется произведение единичных показателей
О—УхУъУъУьУъУъ’
(3.6)
Пример обработки результатов испытаний ПТ с накладками
шифра 62 (по ГОСТ 1786—80*) во ФС автомобиля «Моск-
вич-2140» представлен в табл. 3.2.
3.2. Данные расчета D
Измеряемые величины Рассчитываемые величины Единичный пока- затель качества
Линейный износ, мм 0,2 Износостой- кость, Дж/см3 124,6-105 //, = 0,999
Момент трепня, Н-м Угловая скорость при разрушении при 50°С, рад/с Коробление нажимного диска, мм Состояние поверхностей трения накладок, баллы Состояние поверхнос'ги трения нажимного диска, баллы 200 208 0,02 I 2 /г 0,302 у 2 = 0,966 уз = 0,946 у л=0,989 //5=1,0 //с = 0,986
9*
259
Рис. 3.13. Стенд «Икар»:
1 — кожух; 2 — испытуемая накладка;
3 — планшайба; 4 — вал; 5 — термопа-
ра; 6 — датчик скорости; 7 — натяжной
ролик; 8 — ременная передача; 9 — эле-
ктродвигатель постоянного тока; 10 —
теплоизоляционный материал; 11 — дверь
камеры
На основании уравнения
(3.6) D = 0,999 • 0,966 0,989Х
Х0.946 -1,0- 0,986 = 0,892, что
соответствует, как указано вы-
ше, отличному уровню качест-
ва накладок.
Частота вращения накла-
док при разрушении от дейст-
вия центробежных сил уз (или
сор) оценивается в СССР на
стендах типа «Икар» (рис.
3.13) при температурах окружающей среды в камере 50ts°,
150 If и 250 f°C.
Испытание проводится в такой последовательности. Камеру
стенда нагревают до заданной температуры. Накладку устанав-
ливают на планшайбу и фиксируют с помощью прижимной
шайбы и трех винтов, не препятствующих разрушению наклад-
ки. Накладку нагревают в течение 5 мин при частоте вращения
20 с-1. Затем частоту вращения накладки увеличивают с угло-
вым ускорением 20 ...40 рад/с2. В момент удара частей наклад-
ки о стенки камеры фиксируют соР, при которой произошло
разрушение.
Одна из японских методик предусматривает: нагрев камеры
до температуры 260°С, установку накладки на вал, ее враще-
ние с частотой 2000 мин’1 до повторного достижения темпера-
туры 260°С, затем после выдержки 5 мин при этой температу-
ре и вращении с частотой 5000 миг' следует повышение час-
тоты вращения (ускорение примерно 40 рад/с2) до момента
разрыва накладки.
Стандарт KLT фирмы АП предусматривает определение соР
при температуре 150°С и ускорении 20 ...40 рад/с2. Особенность
испытаний состоит в том, что накладки греются при 150°С в те-
чение 1 ч в особой печи, откуда переносятся в камеру стенда,
прогретую до той же температуры, и разгоняются там до раз-
рушения после пятиминутной выдержки. Существуют варианты,
отличающиеся от этого режима температурами: 20, 100, 200 и
300°С. Определение юр применяется повсеместно как контроль-
ные и приемосдаточные испытания. Остальные единичные пока-
затели качества определяются там, где объектом испытания яв-
ляется ПТ. Практически все оборудование, методы испытаний
260
Рис. 3.14. Стенд ВАЗ—«Фиат»:
1 —* электродвигатель постоянного тока; 2 — инерционная масса; 3 — испытуемая
накладка; 4 — нажимной диск; 5 — торсионный вал; 6 — динамометр сжатия; 7 —-
пневмоцилиндр
и принципы их разработки, описанные в подразд. 3.2, пригодны
и для испытаний ПТ.
Лабораторные испытания ПТ проводятся в двух вариантах:
на накладках одного размера, независимо от размера ФС, для
которых они предназначены; на накладках, соответствующих
размеру ФС, для которых они предназначены.
Первый вариант испытаний используют, например, фирмы
ККВ (ГДР), АП, второй —В НИИАТИ (СССР), ВАЗ —«Фиат»
и т. д. На стенде фирмы ККВ испытывается ПТ с одной на-
кладкой размера 180X125X3,5 мм и специальным диском
(контртелом) из чугуна. Назначение этих испытаний — конт-
роль качества выпускаемой продукции. Время одного испыта-
ния— около 8 ч. Стенд выполнен по схеме электродвигатель—
испытуемое ФС — ИМ — тормоз (схема на рис. 3.5, г) со сле-
дующими особенностями:
1) между электродвигателем (п=1050 мин”1) и ИМ рас-
положен накопитель кинетической энергии;
2) ИМ имеет постоянный момент инерции Jn=l,61 кг-м2;
3) накладка соединена с ведущими частями стенда, а контр-
тело — с ведомыми;
4) управление включением-выключением ПТ (усилие Ан ж —
— 4,2 кН) и тормозом производится с помощью механического
привода.
Программа испытаний состоит из 4 циклов, в каждом из ко-
торых 500 включений ПТ при температуре от 180 до 210°С.
Главными оценочными показателями являются: износ (в мил-
лиметрах или граммах) и коэффициент трения.
Стенд ВАЗ — «Фиат» (рис. 3.14) состоит из привода, от ко-
торого вращается вал с ИМ (Jn=3,2 кг-м2) и одной испытуе-
мой накладкой. При увеличении частоты вращения до 1000 мин”1
привод отключается и к накладке прижимается контртело (на-
жимной диск соответствующего ФС) с усилием Рнж, создавае-
мым пневмоцилиндром и пружиной. Температура измеряется и
9*—1607 261
Рис. 3.15. Кинематическая схема стенда ИКС-3:
I — постоянная инерционная .масса; 2 — регулируемая инерционная масса; 3 — эле-
ктродвигатель; 4 — повышающий редуктор; 5 — МРКЖ; 6 — нажимной диск; 7 —
испытуемая накладка; 8 — устройство для имитации осевой податливости ВД; 9 —
нажимная плита; 10 — пневмоцилиндр
контролируется термопарой, спай которой находится на рас-
стоянии 2 мм от поверхности трения нажимного диска, и галь-
ванометром, установленным на пульте. Там же расположены
регистраторы скорости привода, счетчик числа циклов и орга-
ны управления стендом. Для измерения момента трения ис-
пользуется оптико-механическое приспособление. Оно состоит
из проектора, зеркала, закрепленного на нажимном диске, и
шкалы, закрепленной на стойке. При появлении момента тре-
ния торсионный вал закручивается, и луч от зеркала и проек-
тора отклоняется на шкале. Программа испытаний включает:
приработку поверхностей трения (около 60 включений при йу—
= 50±10°С); определение зависимости fT от температуры (до
250°С) с измерением 7ИТ и •Оу через каждые 10 включений ПТ;
этап изнашивания (500 включений при начальной температуре
200±10°С с охлаждением после 250 включений). Такая про-
грамма используется при приемосдаточных и контрольных ис-
пытаниях. Оценка качества накладок ведется по линейному из-
носу или (и) износостойкости и графикам зависимости fT от
температуры и числа включений.
Стенд ВНИИАТИ ИКС-3 (рис. 3.15) выполнен по схеме рис.
3.5, ж со следующими конструктивными особенностями:
1) испытывается ПТ, состоящая из накладки и нажимного
диска соответствующего ФС, накладка может устанавливаться
и на ведущие, и на ведомые части стенда;
2) между редуктором и испытуемой ПТ размещен механизм
регулирования крутильной жесткости (МРКЖ);
3) нажимное усилие в ПТ создается пневмомеханическим
устройством;
262
3.3. Основные параметры нагрузочных блоков при испытаниях ПТ
на стенде ИКС-3
Номер блока в порядке примене- ния ат, Дж/см2, для ФС /VT>y, Вт/см2, для ФС #г, °C Число вклю- чений Z Условия эксплуатации
однодис- ковых двухдис- ковых однодис- ковых двухдис- ковых
2 200 ...250 150 . .170 35. .50 20. .25 30 . .40 300 Тяжелые
1 200 ...250 150. . 170 20 . .35 8 . . 16 80 . .90 200 Нормальные
3 200 ...250 150. . 170 60 . .80 30. .40 15. .20 30 Экстремаль-
иые
4) испытуемая накладка устанавливается на устройство для
имитации осевой податливости ВД.
Режимы испытаний на этом стенде базируются на задании
определенных значений трех параметров: удельной работы бук-
сования «т, удельной мощности трения Л’т.у и времени охлаж-
дения tOK (или O’v). Это обеспечивает идентичность условий ра-
боты ПТ с различными фрикционными свойствами как по ме-
ханическим, так и по тепловым нагрузкам. Программой пре-
дусмотрены три блока нагрузок, эквивалентные по разрушаю-
щему действию легким, средним и тяжелым условиям эксплуа-
тации (табл. 3.3).
Качество ПТ оценивается по всей номенклатуре показате-
лей, приведенных в табл. 3.2. Результаты могут использоваться
для сравнения ФМ между собой; при многократном повторении
этой программы испытания могут быть отнесены к категории
ресурсных. Исходя из этого стенд и методика могут использо-
ваться для контрольных, приемосдаточных и исследователь-
ских испытаний.
Показатели трения, износа и прочности ПТ — основные, но
не единственные, которые определяются при лабораторных ис-
пытаниях. Так, повсеместно при контрольных и приемосдаточ-
ных испытаниях определяется склонность ПТ к слипанию, или
прилипаемость.
В СССР для этого используется метод, основанный на опре-
делении прочности соединения поверхностей накладок с нажим-
ным диском и (или) маховиком после воздействия влажной ат-
мосферы (относительная влажность 96%) и температуры 38°С.
В этих условиях ФС в сборе, установленное на маховик, выдер-
живается 72 ч, а затем переносится в нормальные условия на
3 суток.
Примерно также проводятся испытания на прилипаемость
и по английскому стандарту SMMT № 130. Результаты оцени-
ваются как приемлемые, если осевая нагрузка (за вычетом ве-
са контртела) будет не более 3,4 кПа [56].
263
Рнс. 3.16. Кинематическая схема стен-
да «Текстар»:
1 — электродвигатель; 2 — динамометри-
ческая муфта; 3 — ведущий вал; 4 —
ИМ (7П=3,2 кг-м2); 5 — ведомый вал;
6 — диск ФС; 7 — нажимной диск ФС;
8 — муфта выключения; 9 — ленточный
тормоз
Практически все оборудование, методы испытаний и прин-
ципы их разработки, описанные в подразд. 3.2, пригодны и для
стендовых испытаний ПТ. Поэтому ограничимся анализом лишь
оригинального оборудования и особенностей методов испыта-
ний.
В стенде фирмы «Текстар» (ФРГ) (рис. 3.16) диск ФС сое-
динен с ведущими частями стенда, а ведущий вал 3 располо-
жен внутри ведомого вала 5. Эти особенности уменьшают га-
бариты стенда и обеспечивают легкое снятие и установку ФС.
Кулачковый привод управления варьирует частоту включения
ФС и тормоза 9 от 1,25 до 3 раз в минуту. За программу ис-
пытаний делается 3000 включений ФС, причем за каждое вклю-
чение (при «=900 мин'1 и 7п=3,2 кг-м2) рассеивается энер-
гия около 16 кДж. После испытаний определяется износ на-
кладок (по потере массы), зависимость fT от температуры и Z,
состояние поверхностей трения накладок и нажимного диска.
Контрольные и приемосдаточные испытания — таково назначе-
ние этого стенда и метода.
Фирма «Валео» для испытаний ПТ использует стенд, пока-
занный ранее на рис. 3.6, а, и режимы, представленные в
табл. 3.1.
Дополнительно к обычным показателям качества опреде-
ляются: деформация накладок, износ маховика и нажимного
диска, линейный износ каждой накладки. Такие программы ис-
пользуются при так называемом суперконтроле, а также при
приемосдаточных и доводочных испытаниях.
Описанные в подразд. 3.2 стенды используются фирмой АП
и для испытаний собственно ПТ. Сравнение работоспособности
накладок из различных материалов производится по следую-
щим этапам: подготовка накладок и ФС; 400 буксований ФС с
/б=4 с каждое и £ох=116 с; обработка результатов испытаний.
Эта программа реализуется на стендах, выполненных на рис.
3.5, а. Частота вращения ведущих частей ФС 2000 ...2500 мин'1;
момент трения в процессе буксования поддерживается постоян-
ным и равным 136 Н-м специальной следящей системой. Испы-
тание заканчивается, если ФС не держит заданного Мт. Оценка
ПТ ведется по износу каждой накладки, по состоянию поверх-
ностей трения и по стабильности Мт.
264
Рис. 3.17. Кинематическая схема
стенда «Борг и Бек»:
1 — электродвигатель; 2 — нажимной
диск разгонного ФС; 5 — ВД разгон-
ного ФС; 4 — маховик разгонного ФС;
5 — маховик тормозного сцепления;
6 — ВД тормозного сцепления; 7 —
нажимной диск тормозного сцепления
Кинематическая схема стенда «Борг и Бек» показана на рис.
3.17. Электродвигатель вращает с постоянной частотой ВД раз-
гонного ФС. При его включении разгоняются два жестко свя-
занных между собой маховика 4 и 5. После выключения раз-
гонного ФС включается тормозное ФС, у которого ведомый вал
неподвижен относительно рамы стенда. Управление ФС осу-
ществляется кулачковым механизмом, который обеспечивает до
пяти включений в минуту. Время включения ФС /м=2,64 с при
«нормальном» режиме и би—0,28 с при «быстром» режиме.
Подготовка к испытаниям включает в себя измерение тол-
щины каждой накладки в четырех положениях по внутренне-
му, среднему и наружному диаметру (делается также после
приработки и по окончании испытаний), измерение толщины
ВД и его прогиба при нагрузке 5300 Н, установку между на-
кладками тормозного ФС термопары.
Программа состоит из приработки (500 включений при tM —
— 2,64 с) и износных испытаний продолжительностью 10 000
включений с fM==2,64 с, во время которых идет запись Мг через
500 включений при /м—0,28 с. Цель этих испытаний — сравне-
ние свойств ПТ с различными накладками. При этом определя-
ется износ накладок, состояние поверхностей трения и фрик-
ционные свойства, представляемые в виде зависимости fT от
числа включений Z, где [т вычисляется по Мт и известному на-
жимному усилию Рнж-
Второй этап этой методики называется «Испытания на спо-
собность к передаче крутящего момента». Он проводится при
постоянной частоте вращения 810 мин-1, буксовании в течение
10 с и при полном Рнж. Этот цикл повторяется 9 раз с охлаж-
дением между циклами 20 с. Основная оценка делается по гра-
фику (рис. 3.18), на котором представлены зависимости fT от
времени буксования в каждом цикле для обоих испытуемых ФС.
Подобным же образом проводятся стендовые испытания и на
заводах, поставляющих накладки.
При разработке новых накладок и ПТ фирма «Феродо» ис-
пользует инерционный стенд SCOT-1, выполненный по схеме
на рис. 3.5, а и оборудованный устройством для поддержания
постоянного Мт. Программа испытаний и параметры режимов,
осуществляемых при постоянном Мт, представлены в табл. 3.4.
Дополнительно на всех этапах через каждые 250 включений
делается 10 полных, т. е. нерегулируемых по Мт, включений.
265
Рис. 3.18. Зависимость /т от времени буксования при последовательных вклю-
чениях сцепления:
1 —> разгонного; 2 — тормозного
Отсюда получаются зависимости Мт от числа включений на
всех этапах, по которым оцениваются фрикционные свойства
ПТ. Кроме того, определяется износ каждой накладки и ВД в
сборе и состояние поверхностей трения.
Износные испытания, имитирующие преимущественные ус-
ловия эксплуатации легкового автомобиля, проводятся фирмой
АП на стенде, выполненном по схеме на рис. 3.5, а. При этом
требуется, чтобы поверхность контртела имела микронеровности
в пределах 0,8... 1,6 мкм. Один цикл испытаний состоит из бук-
сования в 1 с и охлаждения в 12,6 с. Этот цикл осуществляется
при частоте вращения маховика ФС 1440 мин”1 и постоянном
Мт=41 Н-м. Всего делается 100 тыс. циклов; после 10, 18, 25,
40, 60, 80 и 100 тыс. циклов определяется износ ВД. Темпера-
тура, измеряемая переносным прибором между накладками ВД,
не должна превышать 60°С. Износ накладок не должен пре-
вышать 0,3 мм, а износ маховика и нажимного диска — 5% из-
носа накладок.
Дорожные испытания — метод дорогостоящий, и поэтому
очень часто их объектами одновременно являются ФС, ПТ и
накладки. Среди специальных следует отметить методику фир-
мы «Фиат», применяемую при доводочных и приемных испыта-
ниях. Один блок этой методики состоит из 10 троганий автомо-
биля с места с /ох=30 с в режиме максимальной мощности
двигателя на подъеме, крутизна которого составляет около 2/з
максимального, и последующего пробега протяженностью око-
ло 6... 7 км. Этот блок повторяется 10 раз, и оценка ПТ счита-
ется положительной, если после испытаний ФС не буксует, а
износ не превышает установленных норм или не больше, чем у
эталона.
Эта методика входит вторым этапом в программу ускорен-
ных испытаний ПТ, по которой ВНИИАТИ внедрял новые ФМ
и ФС на заводах ЗИЛ, ЯМЗ, АЗЛК, МеМЗ, ГАЗ и др. Первый
этап этой программы состоит из пробега автомобиля с полной
нагрузкой протяженностью 10 000 км, который распределяется
266
3.4. Программа испытаний накладок на инерционном стенде SCOT-1
Наименование этапа, число включений. Характеристика нагрузочного режима *
Угловая ско- рость, рад/с Момент трення, Н-м Темпера- тура контртела, °C Удельная работа буксова- ния, Дж/см2 Удельная мощность буксова- ния, Вт/см2
Приработка, 500 Легкая иагружеиность, 3000 Промежуточная нагру- жеииость, 1500 Средняя иагружеиность, 1000 Большая иагружеиность, 750 209,5... 167,5 81,3 1000 54,4 38,2 209,5... 167,5 81,3 100 54,9 38,2 209,5... 167,5 81,3 150 54,9 38,2 220... 157 121,6 200 82,3 57,3 230,3... 146,5 162,9 250 109,8 75,8
* Момент инерции на всех этапах составлял 2,8 кг-м2.
чаще всего так: 6000 км на загородном асфальтовом шоссе,
500 км в пригороде, 500... 1000 км в Москве, 1000... 1500 км в
крупных городах и около 2000 км в горных условиях. Измере-
ние и осмотр ПТ производятся до постановки их на автомобиль,
после первого этапа и после окончания испытаний. Оценка ка-
чества ПТ в абсолютном или относительном выражении дела-
ется по износу накладок ВД, короблению нажимного диска, со-
стоянию поверхностей трения и фрикционным свойствам ПТ.
Последняя оценка делается органолептически.
Многие заводы, изготовляющие тяговые и транспортные ма-
шины, а также заводы, выпускающие накладки, для определе-
ния фрикционных свойств ПТ (надежности передачи крутяще-
го момента) применяют экспресс-методы. Их смысл заключа-
ется в том, что машина становится вплотную к надежной пре-
граде, включается одна из высших передач в коробке (напри-
мер, 3 или 4-я), ФС резко включается при частоте вращения
вала двигателя, близкой к максимальной. Время остановки
двигателя является критерием надежности ПТ.
3.4. ИСПЫТАНИЯ ОТДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ
Чаще всего специальным испытаниям подвергаются ВД, МВ
и демпферы. Остальные детали также могут испытываться от-
дельно, хотя наиболее часто их проводят вместе с ФС, как это
описано в подразд. 3.2 и 3.3. Основной объем работ падает на
лабораторные испытания.
Ведомый диск в сборе подвергается испытаниям для оценки:
изменения осевой податливости ВД, усталостной прочности пру-
жинных элементов, степени бринеллирования накладок и проч-
267
Рнс. 3.19. Стенд «Шенк»:
1 — испытуемая деталь; 2 — воздушная
турбина; 3 — воздушная магистраль; 4 —
подшипник с магнитной амортизацией;
5 —' перископ-стробоскоп
ности конструкции при деист-
вии центробежных сил. Три
первых свойства определяются
на стендах, аналогичных пред-
ставленному на рис. 3.3, б.
Программа испытаний
включает в себя определение
зависимости нагрузка — де-
формация в начале и конце ис-
пытаний и 400-103 циклов осевого нагружения ВД в сборе. Пос-
ле этого на пружинных элементах не должно быть поломок и
трещин, кривая нагрузка-—деформация не должна выходить
из пределов заданной зоны, а вмятины на обратной (нерабочей)
стороне накладок не должны превышать 0,25 мм.
Испытания ВД на разрушение от действия центробежных
сил можно проводить на стенде, показанном на рис. 3.13. За
рубежом широкое распространение получил стенд типа центри-
фуги «Шенк» (рис. 3.19).
Типичная программа включает нагрев ВД вне центрифуги,
его прогрев в камере центрифуги чаще всего до 150°С в тече-
ние 5 мин и разгон с угловым ускорением 200... 400 мин-2 до раз-
рыва.
Результат считается положительным, когда частота враще-
ния при разрушении ВД будет больше максимальной часто-
ты вращения вала ДВС в 1,5 раза.
В демпфере проверяются: зависимость крутящего момента
от углового перемещения M—f (Лер) и гистерезис, т. е. разница
между М при прямом и обратном нагружении, соответствующая
одинаковому значению Д<р (рис. 1.22).
В МВ проверяется: сила, необходимая для радиального пе-
ремещения подшипника в корпусе, и уровень шума подшипни-
ка, вращающегося со скоростью, близкой к эксплуатационной.
Отсюда можно судить об объеме контрольных и приемосдаточ-
ных испытаний для демпфера и МВ.
Можно также упомянуть об испытаниях накладок и контр-
тел на коробление, т. е. на их способность сохранять первона-
чальную форму при длительных или циклических нагревах из-
вне. Так, известна методика проверки коробления нажимного
диска, предусматривающая испытание ФС и маховика с метал-
лической проставкой между ними вместо ВД. Узел помещается
в печь с температурой 150°С на 2 ч и охлаждается затем при
открытой дверце до температуры окружающего воздуха. Откло-
268
нение индикатора на среднем радиусе нажимного диска не
должно превышать 0,25 мм. Наибольший объем испытаний на
стендах приходится на демпферы и выжимные подшипники.
Демпферы обычно испытываются на стендах, выполненных
по схеме ролик —эксцентрик или шатун — кривошип. Здесь ис-
полнительный орган стенда создает на ступице неподвижного
ВД знакопеременные крутящие моменты разной частоты и амп-
литуды. Так, стенды фирмы «Валео», выполненные по схеме
шатун — кривошип, обеспечивают частоту колебаний 12,5...
25 Гц, Дф = ±15° при крутящем моменте до 600 Н-м и Д<р =
= ±8° при крутящем моменте 600... 2000 Н-м. Контрольные
испытания, проводимые на этих стендах, включают блок из 107
нагружений при полном крутящем моменте.
Для определения долговечности демпфера фирма АП после-
довательно загружает его при постоянной частоте колебаний
450 или 1000 мин-1 блоками из 120-10s; 1-Ю6; 500-103; 1,5-106;
3-106; 6-106 нагружений. Перед началом каждого блока и в
конце общих испытаний определяются Al=f (Д<р) и гистерезис.
Испытания должны заканчиваться без поломок и трещин, а
зависимость M=f (А<р) должна укладываться в эталонную зо-
ну. Кроме того, измеряется износ подвижных частей демпфера.
Наиболее полное представление о характеристиках демпфера и
прочности его деталей дают испытания на стендах с динамиче-
ским нагружением. Здесь знакомеременные крутящие моменты
воздействуют на демпфер ВД. Например, стенд «Валео» позво-
ляет воспроизводить Д<р = ±30°, крутящий момент ±600 Н-м,
частоту нагружений 10... 20 Гц при частоте вращения 2000,
4000, 6000 мин-1.
На другом стенде «Валео» (рис. 3.20) динамические крутя-
щие моменты на демпфере создаются за счет двух факторов:
переменных ускорений, возникающих из-за неравномерного вра-
щения ведомого вала; инерционных дисков 5 и ВД 4, вращаю-
щихся как одно целое.
Ускорения зависят от частоты вращения вала привода и уг-
ла поворота ведомой части стенда а; в качестве инерционной
массы используется или НДК с маховиком, или диски различ-
ных размера и массы. Таким образом, обеспечиваются частота
колебаний 16...40 Гц и амплитуда момента до 400 Н-м. В этих
условиях разрушение демпфера ФС легкового автомобиля на-
ступает за 5-106... 107 циклов нагружения. Такие же цели дости-
гаются и при испытаниях ФС на разгон на стенде, показанном на
рис. 3.6, а, по циклограмме, представленной на рис. 3.6, б.
Для оценки способности демпфера к гашению крутильных
колебаний используют и обычные инерционные стенды и стен-
ды с замкнутым контуром. В первом случае оценка проводится
по полученной зависимости 7Ит=/(/б), особенно конечной ее
269
Рис. 3.20. Схема стенда для динамических испытаний демпфера:
1 — клиноременная передача; 2, 3 и 7 — опоры; 4 — ВД с демпфером; 5 — инер-
ционные диски; 6 — поворотная плита; 8 — накопитель кинетической энергии
части. Кроме того, может органолептически или с помощью
акустической аппаратуры фиксироваться уровень шума в про-
цессе буксования ФС.
Во втором случае замкнутый контур стенда обеспечивает
постоянное относительное проскальзывание (5...10% номиналь-
ной частоты вращения) ведущих и ведомых частей вращающе-
гося ФС. Уровень шума фиксируется, как и предыдущем слу-
чае.
При контрольных и приемосдаточных испытаниях МВ преж-
де всего определяются долговечность и уровень шума. Стенды
оборудуются также устройствами для создания и контроля экс-
центриситета и несоосности осей МВ и оси вращения ФС. Про-
грамма испытаний состоит из 8-105... 2,5-106 циклов нагруже-
ния при частоте вращения до 6000 мин-1. При этом уровень шу-
ма не должен превышать 45 Дб. Фирма АП такие испытания
проводит в объеме 3-105 циклов нагружения при 2000 мин-1 со
смещением осей 0,37 мм.
Натурные испытания отдельных узлов и деталей проводятся
в основном по методикам, изложенным в подразд. 3.2 и 3.3.
В ряде случаев такие испытания незаменимы. Это относится, в
частности, к определению способности демпфера к фильтрации
шумов в трансмиссии, так как их уровень зависит от парамет-
ров всей машины. В настоящее время учитывают уровень шума
при холостом ходе, т. е. при выключенных передачах в короб-
ке, уровень шума при включенных передачах в коробке и уро-
вень шума при торможении машины двигателем. Они определя-
ются органолептически и с помощью акустической аппаратуры
при доводочных, исследовательских и приемосдаточных испы-
таниях.
270
3.5. ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ И НАГРУЗОЧНЫХ ФАКТОРОВ
НА ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ФС
Безотказная передача крутящего момента ФС от двигателя
на ведущие колеса предопределяется износостойкостью j и коэф-
фициентом трения ft (моментом трения Л4Т) пары трения. Поэто-
му они и рассматриваются далее в качестве основных характе-
ристик ФС.
Рассматривая классификацию на рис. 3.21, поясним, что к
начальным нагрузочным параметрам относятся: момент инер-
ции машины /а (характеристика машины); приведенный мо-
мент сопротивления Мс (характеристика дороги и машины);
скорость отпускания педали ФС Vn и начальная угловая ско-
рость коленчатого вала двигателя ц>Нч (параметры, зависящие
от водителя).
Под их воздействием формируются промежуточные пара-
метры нагрузочного режима: темп включения т'м, скорость бук-
сования Уб(соб), нажимное усилие ФС Рпх, угол буксования <р,
время буксования te, температура деталей Фу.
Производными от промежуточных параметров являются ха-
рактеристики процесса буксования ФС (работа £т, мощность
Nr и температура Оц), динамики машины (ускорение /а) и про-
цесса трения и изнашивания (fT, /). Последние, в свою очередь,
оказывают существенное влияние на характеристики процесса
буксования.
В зависимости от Бп включение ФС может быть подразде-
лено на обычное, плавное и резкое и выражаться через среднее
ускорение машины /а. В уравнениях подразд. 2.8 Vn определя-
ется зависимостями <од, и М? от tc- В связи с этим целесо-
Рис, 3.21. Классификация параметров, характеризующих нагрузочный режим
и процесс буксования ФС
271
образно рассмотреть характеристики процесса буксования, за-
висящие от Vn, через т'м^А/Ит/Д^б-
При т'м^ЮО Н-м/с включение ФС полагается плавным, при
т'м= 100... 300 Н-м/с-—нормальным и при т'м^ЗОО Н-м/с —
резким.
Сравнение осциллограмм процессов буксования ФС при тро-
гании машины с-места при различных т'м показывает, что не-
зависимо от т'м значение ft уменьшается по tf>. Однако чем
больше т'м, тем ниже абсолютные значения fT. Несмотря на это,
с увеличением т'м происходит рост среднего момента трения
Мт из-за более интенсивного увеличения давления р. Давление,
при котором заканчивается процесс буксования ФС, уменьшает-
ся с уменьшением т'м- Формирование необходимого Мт ФС при
малых значениях т'м происходит за счет увеличения абсолют-
ного значения fT, а при больших значениях т'м— за счет уве-
личения абсолютного значения р. При прочих равных условиях
т'м влияет на /т и р следующим образом: при увеличении т'м
f->-min, а р->шах, а при уменьшении т'м f-*-max, а р—нтпп. Фор-
ма кривых также зависит от т'м. Если при плавном
и обычном включениях ФС есть хорошо выраженный максимум,
то при резком включении эта зависимость имеет падающий
характер.
Независимо от т'м величина Фу растет пропорционально вре-
мени, особенно при плавном включении ФС, где она интенсив-
но увеличивается примерно от середины и до конца процесса.
Закономерности изменения промежуточных параметров на-
грузочного режима в процессе буксования, рассмотренные на
рис. 3.22, обусловливают зависимость характеристик процесса
буксования ФС при грогании машины с места. Как видно из
рйс. 3.23, с увеличением т'м значения Lt уменьшаются по за-
висимости, близкой к степенной. Следствием этого является од-
новременное увеличение ц свыше 50%. Это объясняется сле-
дующим: график ц = /(т'м) построен по результатам опытов,
где не учитывалось проскальзывание колес относительно доро-
ги при резких включениях ФС; при больших т'м за счет кине-
тической энергии быстро движущейся массы нажимного диска
резко увеличивается Мг и, следовательно, в гипотетическом
случае ц может быть равным даже 100% и вся работа двига-
теля— преобразоваться в полезную.
Значения Оу при уменьшении т'м увеличиваются по зависи-
мости, близкой к степенной, что объясняется уменьшением /б,
а следовательно, и времени прогрева. Зависимости $tz = F(t'm)
показывают, что с увеличением т'м создаются более благопри-
ятные условия работы накладок, так как передающая способ-
ность ФС увеличивается в результате возрастания р, причем
рост р более значителен, чем снижение fT; увеличение поверх-
ностной температуры не столь опасно, как увеличение Фи, ибо
272
Рис. 3.22. Изменение параметров процесса буксования при включении ФС:
1 — резком; 2 — нормальном; 3 — плавном
вместо обуглившегося тонкого слоя материала в работу всту-
пит новый неповрежденный слой, а при длительном прогреве
в материале могут произойти необратимые процессы, которые
приведут к полной потере работоспособности ПТ. Однако уве-
личение т'м резко повышает иагружеиность деталей трансмис-
сии динамическими моментами и ухудшает комфортабельность
машины. Значения средних ускорений современных машин ле-
жат в пределах 1...2,5 м/с2. При этом амплитуды колебаний
не превышают 1,5 м/с2. Эти ускорения, при которых обеспечи-
ваются одновременно приемлемые режимы работы ФС и пока-
затели условий труда, соответствуют т'м— 100... 200 Н-м/с. Бо-
лее узкие диапазоны т'м назначаются при учете жесткости, масс
и т. д. элементов трансмиссии, кинематики привода ФС, мате-
риалов ПТ и других факторов.
Из уравнений подразд. 2.8 следует, что при прочих равных
условиях £т пропорциональна /а- Некоторое отклонение от этой
закономерности наблюдается при трогании машины с прицепом.
Экспериментальные значения £т в этом случае получаются на
20... 30% меньше, чем по теоретическим зависимостям. Это
объясняется прежде всего неодновременным началом движения
тягача и прицепа. Следует отметить, что наибольшее влияние
на Ja, а значит, и на £т, оказывает изменение передаточного
числа коробки передач нк.п. Так, при трогании с места автомо-
273
Lr, кДж
]а,м/сг
Рис. 3.23. Влияние т'м на характеристики процесса буксования сцеплений:
ЗИЛ-431410, реальные условия;----------—------ ЯМЗ-236, на стенде
биля ЗИЛ-431410 (пнч=1000 мин-!) £т на первой передаче бы-
ла 24 000 Дж, а на второй —74 500 Дж, т. е. увеличилась в 3,1
раза. При этом 7VT и фу в ПТ возрастают, а А1Т уменьшается.
Это указывает на важность правильного соотношения между
Пк.п на первой и второй передачах. Большое нк.п первой передачи
может быть причиной медленного разгона машины и затрудне-
ний при переходе на вторую передачу, в связи с чем водитель
привыкает трогаться с места на второй передаче, что обуслов-
ливает постоянные повышенные нагрузки на ФС и трансмис-
сию.
Значение с»Нч (или пНч) зависит прежде всего от психологии
водителя, его намерений и дорожной ситуации. Однако специ-
ально поставленные опыты показали, что разница в средних
статистических значениях пнч для большинства водителей в оди-
274
Рис. 3.24. Зависимость LT от пкя в
различных дорожных условиях:
— — ровный асфальт; ------------плав-
ное включение; —---- — — подъем 3 ... 4°
Рис. 3.25. Зависимость Nr=f(na4)
сцеплений автомобилей:
1 — ЗИЛ-431410 (вторая передача);
2 — ЗИЛ-130 (стенд); 3 — МАЗ-500
с прицепом; 4 — «Москвич-2140»
наковых условиях невелика. Влияние квалификации водителя
больше сказывается на интервале рассеяния пкч относительно
среднего статистического. Если взять трехсигмовый интервал
рассеяния, то для трогания автомобиля ГАЗ-24 с места при по-
явлении зеленого сигнала светофора диапазон рассеяния ггич
составляет 250 мин-1 (водитель-испытатель), 350 .мин-1 (води-
тель такси), 500 мин-1 (водитель АТП).
Некоторое влияние на пт оказывают также Мс и т'м, с по-
вышением которых «нч также увеличивается. На пкч определен-
ным образом влияет тип двигателя (пнч у дизелей всегда мень-
ше, чем у карбюраторных двигателей), особенно форма кривой
Л4д на внешней характеристике. Влияние пнч на LT при прочих
равных условиях показано на рис. 3.24 для различных случаев
трогания автомобиля ЗИЛ-431410 на 2-й передаче. Кривые LT—
—Цинч), построенные по формуле (2.200), хорошо согласуются
с экспериментальными точками. Аналогичные результаты полу-
чены при испытании ФС легковых и грузовых автомобилей и
тракторов на стендах ИКС и СИКС. Из рис. 3.25 видно, что
при возрастании пнч работа буксования увеличивается по сте-
пенной зависимости, в результате чего резко ухудшаются усло-
вия работы ПТ.
275
Рис. 3.26. Влияние началь-
ной частоты вращения пнч
ФС на Мт и температурный
режим:
----- ЯМЗ-236; —--------
ГАЗ-24
В соответствии с вы-
ражениями (2.184) и
(2.185) Nt увеличивается
пропорционально плч. Из
графиков (рис. 3.25) сле-
дует, что эта закономер-
ность соблюдается с до-
статочной точностью при
испытаниях различных
ФС в реальных условиях и на стендах. В соответствии с изло-
женными в подразд. 2.9 теоретическими представлениями уве-
личение Nt сопровождается повышением температуры в ПТ.
Зависимости, показанные на рис. 3.26, подтверждают расчеты.
Рост f)v нажимного диска за единичное включение ФС при уве-
личении «нч определяется £т и Nt, массой деталей и условиями
теплоотдачи в окружающую среду. Сделанные выше выводы о
влиянии пнч на характеристики процесса буксования можно по-
лагать общими для всех ФС сухого типа, так как они были
сделаны на основе дорожных и стендовых испытаний прак-
тически всех отечественных и многих зарубежных конструк-
ций.
При трогании машины с места Л1Д расходуется на преодоле-
ние момента сопротивления Л1С и инерционного момента Mj.
На рис. 3.27 представлены результаты расчета удельной ра-
боты буксования ат при различных Мс, откуда видно, что с рос-
Рис. 3.27. Зависимость удельной работы буксования от Мс при пяч=
= 1000 мии-1:
1 — ЗИЛ-431410; 2 — ГАЗ-43; 3 — MA3-SOO; 4 — ГАЗ-24; 5 — ВАЗ; 6 — «Москвич-
2140»; 7 — ЗАЗ-968
276
Рис. 3.28. Влияние момента со-
противления на работу и мо-
мент трения ФС автомобилей:
1 — ЗИЛ-431410, вторая передача,
янч=900 мин—1; 2 — МАЗ-503, пер-
вая передача, лнч=800 мин-i; з—
«Москвнч-2140», первая передача,
ггнч=2900 мин-1;-------работа;
---------- момент трения
том Мс ат увеличивается
по степенной зависимо-
сти. Конечные точки на
кривых определяют значе-
ния Л4С, после которых
Ат->оо, а разгон машины
становится практически
Н-м LT, кЛж
невозможным. Экспериментальные зависимости, показанные на
рис. 3.28, подтверждают сказанное. С увеличением Мс растут
абсолютные значения работы и момента трения. Следствием
этого является увеличение прироста температуры в течение
процесса включения ФС и, в конечном счете, ухудшение рабо-
тоспособности ПТ.
Конструктивные особенности ФС влияют на характеристики
трения и износа и /) как непосредственно, так и через дав-
ление, скорость буксования и температуру. Последняя опреде-
ляется тепловыми потоками, которые зависят от многих фак-
торов, в том числе и от конструктивных. При одинаковых тем-
пературах на поверхностях объемные температуры в ПТ не рав-
ны из-за различия теплофизических свойств материалов, их
масс и т. д. Влияние последнего фактора можно оценить коэф-
фициентом Км, представляющим собой отношение масс махо-
вика тм и нажимного диска тд. В зависимости от Км соотно-
шение объемных температур нажимного диска -буд, накладки
6-vh и маховика fbM может быть '0уд>'0ун>'0ум или 'вуд>>
XJvmXKh. Последнее более выгодное соотношение характер-
но для ФС, где Км меньше. Испытания показывают, что при
всех фиксированных температурах с увеличением Км растет и
отношение '0уд/'0ум. Кроме того, для каждого типа ФС значе-
ния Фуд/Оум увеличиваются и с ростом начальной температуры.
Различный температурный режим в ПТ накладка — нажим-
ной диск и накладка — маховик, когда Ova может превышать
Фум почти в 3 раза, отрицательно сказывается как на надежно-
сти передачи ФС 7ИД, так и на долговечности ПТ из-за того, что
накладка со стороны нажимного диска изнашивается значи-
тельно больше. Для известных типов отечественных и зарубеж-
ных накладок это различие может достигать восьми раз. Экс-
перименты показали, что неравномерность износа накладок ВД
можно нивелировать уменьшением Км (в идеальном случае до
277
1), направленной вентиляцией элементов ПТ и применением на-
кладок с различными физико-механическими свойствами. При
этом наилучшие показатели ПТ получаются тогда, когда коэф-
фициент трения Д выше в паре накладка — маховик, так как в
этом случае температура контртел оказывается примерно оди-
наковой.
Накладки ВД неравномерно изнашиваются и по ширине.
Разность между износом накладок по наружному 7?н и внут-
реннему Дв радиусам достигает в ФС большого размера (1 мм),
причем она уменьшается с сокращением ширины накладки, что
объясняется по меньшей мере двумя причинами: неравномер-
ным распределением нормального давления и температур. На-
пример, в ФС ЯМЗ-236, где 7?н = 0,2 м и Дв=0,11 м, поверх-
ностная температура нажимного диска (на глубине 0,2 мм от
поверхности трения) распределяется следующим образом: при
f)'l/=50... 100°С температура на /?н превышает температуру на
RB в 1,2... 1,3 раза, а при f)v=200... 250°С — в 1,4... 1,6 раза.
Распределение объемных температур в накладках в значи-
тельной степени зависит от способа их крепления к ВД. При
достаточно плотном креплении (качественная приклепка к плос-
кому диску, приклейка, приформовывание) оно соответствует
вышеописанному для нажимного диска. Когда накладки приле-
гают к ВД неплотно или к ним обеспечивается хороший доступ
воздуха, то температура по 7?н обычно меньше, чем по RB, в
1,2... 1,3 раза.
Тепловое состояние и износофрикционные свойства ПТ силь-
но зависят от осевой податливости ВД и коэффициента взаим-
ного перекрытия Квз.
На рис. 3.29 показано, что в ФС ЯМЗ-236 с жестким ВД
наблюдается быстрый нагрев НД до установившегося значе-
ния Фу, после чего режим нагрева изменяется по кривой, близ-
кой к синусоиде, с амплитудой ЗО...4О°С и периодом 25... 30
включений. Кривая температуры Отах имеет еще более выра-
женный периодический характер с амплитудой около 250°С.
С введением под накладку упругих элементов (Квз=1) на-
грев нажимного диска происходит быстрее. При этом
= 170... 180°С, т. е. значительно меньше, чем в предыдущем
случае, и ее амплитуда почти незаметна, а Отах~280... 300°С.
При использовании УВД с накладками в виде частей кольца с
Квз=0,9 (см. рис. 1.19) закономерности изменения Ov и Ощах
по мере нарастания числа включений Z аналогичны предыду-
щему случаю. Однако абсолютные значения Фу несколько вы-
ше (около 200°С), а значения Ovm несколько ниже (около
280°С), чем у ПТ с УВД предыдущего типа. Отметим также,
что уменьшение разности Отах-—Ov и отсутствие колебаний Фу и
Отах по Z, присущее упругим дискам, благоприятно сказывает-
ся на стабильности Д и теплонапряженности контртел.
278
Рис. 3.29. Зависимости Фу и Фтгх от Z в ФС ЯМЗ-236 для различных ВД:
--------- без осевой податливости и с кольцевыми накладками; —.— с односто-
ронней податливостью и кольцевыми накладками; — х —- с двусторонней осевой подат-
ливостью и секторными накладками; ----------без осевой податливости и с на-
кладками в виде кнопок
В ФС с ВД, где накладки выполнены в виде кнопок (#вз=
=0,35), абсолютные значения фу лежат в зоне, полученной при
испытании УВД, но кривая имеет периодический ха-
рактер с амплитудой 30... 50°С и периодом 12... 15 включений.
Еще более ярко выраженный периодический характер имеет
кривая 'в'ум=Й2'), где при том же периоде амплитуда колеба-
ний Отах достигает 200°С, а разность Фтах—Фу составляет 50...
200 °C.
Периодическое изменение температур присуще всем деталям
ПТ ФС с жестким ВД. Время выхода на установившейся ре-
жим и амплитуда зависят, как это видно из рис. 3.30, также от
времени охлаждения tox: чем меньше tox, тем амплитуда и
время выхода на установившийся режим больше.
Показанные на рис. 3.29 и 3.30 зависимости получены при
практически одинаковых от включения к включению значениях
LT и Nt, отнесенных к номинальной площади трения. Это озна-
чает, что причина периодического изменения температур заклю-
чается в периодичности процессов образования, существования
и разрушения рабочего слоя во время работы ФС, предсказан-
279
Рис. 3.30. Зависимость Щ- от чис-
ла включений при различном вре-
мени охлаждения
ного в свое время молеку-
лярно-механической теори-
ей трения и изнашивания.
Снижение абсолютных
значений температур и осо-
бенно уменьшение разности
между ©max и ftv, показан-
ные на рис. 3.29 и 3.30 для
ПТ с УВД, объясняются
тем, что в этом случае до-
стигается большая площадь фактического контакта. Теория
предсказывает, что в этом случае износ трущихся поверхностей
должен уменьшаться.
Экспериментально это было впервые подтверждено в 1969...
70 гг. [57] в большинстве автотракторных ФС. Некоторые
результаты таких испытаний представлены на рис. 3.31 и в
табл. 3.5.
3.5. Показатели надежности ФС с различными типами ВД
Показатель ЗИЛ-431410 КамАЗ-14
Жесткий ВД УВД, Квз=1 Жесткий ВД. УВД, Квз=1 УВД, Квз—0,9
Линейный .износ, мм Средний момент тре- ния А1т, Н-м Стабильность А1г Коробление нажимно- го диска, мм Поверхность накла- док Поверхность контр- тел 2,12 0,41 1,5 0,46... 0,5 0,5... 0,6 775 674 1150 850... 1000 1000... 1400 Удовлет- Хорошая Удовлет- Хорошая Хорошая воритель- веритель- ная ная 0,65 0,09 0,35 0,09 0,1 С зади- Хорошая Удовлет- Хорошая Хорошая рами веритель- ная С трещи- » То же » » нами
Из табл. 3.5 следует, что при УВД линейный износ накла-
док уменьшается, причем в зависимости от качества накладок
это уменьшение может составить от 2 до 10 раз. В большинст-
ве случаев Мт уменьшается на 7... 16%, хотя его значение обе-
спечивает достаточный коэффициент запаса ФС. Одновременно
качественно улучшается состояние поверхностей трения накла-
док и особенно контртел, почти полностью исчезают тепловые
усталостные трещины, пятна прижогов и т. д. Длительные экс-
280
Рис. 3.31. Влияние осевой жесткости ВД на характеристики трения и изна-
шивания ПТ
плуатационные испытания подтвердили приведенные выше ре-
зультаты, полученные на стендах. Следует также заметить, что
при использовании УВД (Двз=0,9) увеличивается средний ра-
диус трения Rt, уменьшается масса и момент инерции ВД, но
несколько увеличивается ход нажимного диска, необходимый
для обеспечения полного выключения ФС. Последнее может
привести к повышению усилия на педали Рп, что крайне неже-
лательно в тех приводах, которые не имеют усилителей. Чтобы
свести увеличение Рп к минимуму, нужно применять ВД с оп-
тимальной характеристикой осевой податливости, которая бы,
с одной стороны, обеспечила резкое улучшение характеристик
ПТ, а с другой — небольшое перемещение накладки относитель-
но ВД. Из рис. 3.31 следует, что функции
представляют собой нелинейные зависимости. Об-
ласть, где влияние жесткости несущественно, лежит в пределах
150... 200 кН/см, что и определяет для данного случая опти-
мальную податливость ВД.
На показатели ПТ большое влияние оказывает и соотноше-
ние радиусов накладки RB/RB. При росте RB/RH момент трения
10—1607 281
Рис. 3.32. Зависимость износостойкости /
и Л1Т от Rb/Rh (ФС ГАЗ-24, стенд
ИКС)
Мт стремится к максимуму (в
безразмерном виде) по зависи-
2 к 1-(/?н//?в)з
3
а
мости
износостойкость накладок / стре-
мится к нулю по закону у=
= К(1—Rb/Rh)2, как это показа-
но на рис. 3.32. Точка пересече-
о ^4 о,8 Re/RH ния этих кривых соответствует
оптимальному значению Rb/Rh-
Обработка результатов испытаний показала, что оптималь-
ные отношения Rb/Rb составляют 0,67±0,07 для ФС легковых
автомобилей; 0,55±0,03 для ФС грузовых автомобилей и трак-
торов.
Многие ВД имеют накладки с радиальными пазами на по-
верхности трения. Они предназначены для вентиляции по-
верхности трения и удаления с них продуктов изнашивания,
масла, воды. Однако испытания показали, что эффект их при-
менения невелик: и ft, и j у ПТ с пазами находятся в пределах
полей рассеяния для ПТ, где пазы отсутствуют. К тому же глу-
бина канавок такова, что ее не хватает на полный срок службы
накладок.
Определенный положительный эффект дают канавки для
снижения прилипаемости.
На долю ПТ (без демпфера и привода выключения) прихо-
дится около 50% отказов двухдискового и 60... 70%—однодис-
кового ФС. Под отказами понимается потеря способности ме-
ханизма или детали выполнять свое функциональное назначе-
ние ранее установленного срока.
На практике наиболее часто наблюдаются следующие дефек-
ты: повышенный износ накладок; потеря способности ПТ к пе-
редаче крутящего момента; потеря контртелом первоначальной
формы и разрушение демпфера и подшипника выключения.
Все эти отказы являются следствием тепловых и механиче-
ских нагрузок. Так, повышенный износ накладок можно объяс-
нить следующими основными причинами: неправильной эксплуа-
тацией машины, в частности ФС, и несоответствием свойств ма-
териала накладок техническим характеристикам машины. На
повышенный износ накладок сильное влияние оказывает преж-
де всего выбор передачи в коробке для трогания с места. Чем
выше передача, тем больше в и2к раз работа буксования ФС
Lt. Между износом накладок и LT установлена пропорциональ-
ная зависимость, показанная на рис. 3.33. Здесь видно, что чем
282
Рис. 3.33. Зависимость линейного изнашивания разных накладок от числа
включений Z н удельной работы буксования ФС КамАЗ-14:
/ — эллипсио-навитых (фирма «Эйбекс»); 2 — НСФ-14 (шифр 82 по ГОСТ 1786—80*);
3 — фомованных МЕ-54 (фирма «Белако»); 4—формованных (ВНИИАТИ); 5 —
предельный износ накладок; 6 — кривая усталости Z«f(aT) для НСФ-14; Zo — число
включений ФС до полного износа накладок НСФ-14
меньше <рь тем лучше материал накладок сопротивляется изна-
шиванию. Оттуда же следует, что чем больше удельная рабо-
та буксования ат, тем меньше требуется включений (т. е. общей
работы буксования) для достижения предельного износа накла-
док. Это объясняется ростом Фу и снижением механических
свойств материалов ПТ.
Разрушение накладок и их срыв с ВД обусловлены дейст-
вием механических или тепловых нагрузок или их комбиниро-
ванным действием. При работе ФС материал накладок испыты-
вает напряжения от передаваемого момента, нормального уси-
лия пружин и от действия центробежных сил.
Давление на ПТ от усилия нажимных пружин составляет
0,15... 0,3 МПа, что значительно ниже предела прочности ФАПМ
на сжатие и поэтому может не учитываться. При нормальной
работе ФС практически нет и напряжений изгиба, которым
очень плохо сопротивляются ФАПМ, особенно формованные.
Однако они появляются при нарушении соосности ведущих и
ведомых частей ФС, при заедании шлицев ВД на валу и в ря-
де других случаев. Под действием Мт в накладках возникают
деформации кручения, сдвига и смятия (по отверстиям под за-
клепки) и растяжения.
Опасные деформации смятия возникают лишь в некоторых
случаях, например, при некачественной приклепке накладок к
ВД или при ослаблении заклепочного соединения.
Ю*
283
При назначении допускаемых напряжений следует учиты-
вать влияние температуры на механические свойства ФАМП,
которое показано в табл. 3.6.
3.6. Влияние температуры на механические свойства ФАПМ
Шифр мате- риала накла- док (по ГОСТ 1786—80) <Тр, МПа Тк, МПа
20°С 100°С 300°С 20°С юо°с 300°С
82 32 25 19 100 41 30
17 25 20 17 50 33 23
22 29 18 8 41 28 17
47 18 12 5 40 30 18
И 28 22 19 90 70 50
62 50 35 28 122 95 65
86 35 28 22 120 45 35
56 30 24 18 55 34 26
98 52 36 32 130 100 80
Из рис. 3.34 следует, что сор зависит не только от Фу, но и
от свойств материала накладок.
Установлено, что при прочих равных условиях соР выше у
накладок с упорядоченной структурой (навитые, тканые ит. д.),
а также сделанных из материалов с низкой плотностью.
Потеря ПТ способности к передаче крутящего момента обыч-
но носит временный, а не окончательный характер и чаще всего
происходит от неумелого пользования ФС и коробкой передач,
приводящего к перегреву ПТ и уменьшению fr. Коэффициент
трения уменьшается также и при попадании масла на рабочие
поверхности и при снижении нормального давления нажимных
пружин.
Степень склонности той или иной ПТ к проявлению этого
дефекта устанавливается методами стендовых испытаний на
этапе «Определение зависимости 7ИТ от температуры».
Вероятность появления этого дефекта уменьшается при при-
менении износостойких ПТ, фрикционных материалов с термо-
стойкими связующими и особенно при соблюдении правил и ин-
струкций по уходу и эксплуатации машины.
Рабочая поверхность контртел выполняется в виде плоско-
сти. После определенного времени работы первоначальная их
форма, особенно нажимных дисков, нарушается. Чаще всего
плоскость превращается в конусную поверхность (рис. 3.35).
Величина Н называется неплоскостностью, или короблением.
Из-за коробления снижается передающая способность ФС, не-
равномерно изнашиваются накладки и т. д. Экспериментально
установлено, что напряжения от механических нагрузок слиш-
ком малы, чтобы вызвать остаточные деформации. Нет короб-
ления и при медленном нагреве и охлаждении деталей. Короб-
284
Рис. 3.35. Распределение темпера-
тур по глубине I иажимиого
диска:
а — поверхность треиня; б — нера-
бочая сторона диска
Рис. 3.34. Зависимость скоро-
сти разрушения разных накла-
док размером 200X140X3,3 от
температуры:
/ — формованных; 2 —тканых;
3 — спирально-навитых RVZ фир-
мы «Феродо»; 4— эллипсно-нави-
тых К-66В фирмы «Бера л»; 5 —
спирально-навитых; 7 — спираль-
но-навитых Н-26 фирмы «Мии-
текс»; 8 — спирально-навитых Т-332
(СССР)
ление появляется при повторно-кратковременном режиме ра-
боты, когда нагрев нажимного диска происходит неравномерно
и по глубине (см. рис. 3.35), и по радиусу. При этом на нера-
бочей стороне диска действуют напряжения сжатия, переходя-
щие через 2... 4 мм в напряжения растяжения.
Основная доля теплоты локализуется в слое, отстоящем от
поверхности трения не более чем на 0,6 мм, и очень высокие
уровни — на глубине 0,2 мм. Здесь образуется сфероидовидный
перлит крупного размера, в массе которого находится крупно-
пластинчатый графит с большими включениями структурно-сво-
бодного цементита. Поэтому твердость этого слоя в 4... 5 раз
больше твердости основной массы материала диска и распреде-
ляется неравномерно по его радиусу; чем больше радиус, тем
выше твердость поверхности.
Таким образом, неплоскостность возникает в результате не-
равномерного и резкого нагрева-охлаждения ФС по радиусу и
глубине. Линейное расширение и температурные напряжения по
мере приближения к поверхности трения и наружному диамет-
ру диска растут, что и вызывает его формоизменение — короб-
ление. Местные температурные напряжения возникают и на от-
дельных участках контртел, которые расположены на вершинах
волнистости. Через эти участки проходят наибольшие тепловые
285
потоки. А так как интенсивные нагревы сменяются быстрым ох-
лаждением, то на этих участках образуется структура игольча-
того мартенсита с остаточным аустенитом в слое 0,2 ...0,5 мм и
троостита на глубине 0,6... 0,8 мм, что соответствует температу-
ре около 900°С. При этом резко возрастают объем, твердость
и хрупкость материала. При последующем охлаждении обра-
зуются цвета побежалости и трещины, которые, разрастаясь в
глубину и ширину, могут привести к разрыву контртела.
Экспериментально установлено, что наименьшим структур-
ным изменениям подвержены чугуны, содержащие 1,4... 1,5%
марганца.
Коробление уменьшается и конструктивными способами. Так,
при увеличении толщины нажимного диска на 20% его короб-
ление уменьшается на 30 ...40%. Перепад температур по ра-
диусу можно нивелировать, уменьшая разницу между /?и и RB.
Например, при сокращении ширины накладки с 83 до 56 мм
коробление при прочих равных условиях уменьшается более
чем в 2 раза. Теплонапряженность ПТ снижается за счет рав-
номерного распределения потоков по площади накладок, преж-
де всего за счет увеличения фактической площади контакта. Од-
ним из способов такого увеличения является создание осевой
податливости ВД, о чем говорилось выше. В этом случае короб-
ление нажимного диска уменьшается в 5... 7 раз. Обширные
эксперименты показали, что независимо от типа, технологии и
состава накладок коробление нажимного диска уменьшается с
уменьшением их твердости почти пропорционально.
4. РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИИ
4.1. Выбор основных параметров и размеров
Как было показано в подразд. 2.8, условия работы автомо-
бильных и тракторных ФС существенно различаются. В связи
с этим выбор их основных параметров и размеров производит-
ся по различным методикам.
Тракторные ФС
В расчет входит определение числа пар и размеров поверх-
ностей трения, осевой силы замыкания, осевой податливости ВД
и размеров прочих деталей узла. Указанные параметры и раз-
меры устанавливаются с учетом теплонагруженности пар тре-
ния.
Для надежной передачи крутящего момента двигателя при
изнашивании и замасливании пар трения, уменьшении нажим-
ного усилия из-за снижения деформации и релаксации пружин
в качестве расчетного для ФС применяется момент трения, ко-
торый реализуется при относительном скольжении пар трения,
т. е.
7ИТ=₽7ИЯ.Н. (4.1)
Довольно часто в литературе высказывается ошибочное
мнение, что динамический коэффициент запаса р>рСт, где
Рст — статический коэффициент запаса ФС. Исследованиями,
выполненными в МАМИ и ряде других организаций, было ус-
тановлено, что в действительности р<рСт. Это объясняется по-
терями осевого усилия в направляющих дисков при включении
ФС и меньшим коэффициентом трения скольжения fT по отно-
шению к коэффициенту трения покоя fT.n:
Д=(0,6...0,7)Д.п. (4.2)
В настоящее время отсутствуют точные аналитические ме-
тоды определения оптимального коэффициента запаса ФС. По-
этому его обычно выбирают, ориентируясь на существующие
прототипы. Так, для постоянно замкнутых ФС транспортных
тракторов р= 1,5 ...2,5; для постоянно и непостоянно замкнутых
ФС сельскохозяйственных тракторов с компенсационными пру-
жинами р=2,0... 3,5, а для непостоянно замкнутых ФС без ком-
пенсационных пружин р=3,5...4,0.
287
С другой стороны, момент трения
Мт==₽Мд.н==Рн1к/.Д/, (4.3)
где /т=0,25... 0,30 (для отечественных асбофрикционных мате-
риалов).
Из выражения (4.3) необходимое усилие замыкания поверх-
ностей трения
^ж=РЛ4д.н/(/Л?). (4.4)
Номинальная сила, действующая на пружину,
А = (4.5)
где Ипр — число пружин.
Средний радиус трения /?т определяется из выражения (2.2).
В практических расчетах (с погрешностью 2,..3%)
/?т=(/?в+/?н)/2. (4.6)
Наружный радиус поверхностей трения ограничивается раз-
мерами маховика двигателя. Обычно jRb= (0,5 ... 0,7)/?н-
Радиусы /?в и /?„ должны соответствовать ГОСТ 1786—80*
на размеры фрикционных накладок.
Учитывая, что
Рнж = 2-106л/?2/т5нр/, (4.7)
необходимое число пар поверхностей трения
где В„ — RK—7?в—ширина поверхности трения; р — 0,2...
0,25 МПа — допускаемое давление для материала фрикцион-
ных накладок. Для однодисковых ФС 1 = 2, для двухдисковых
i=4.
Опыт эксплуатации показывает, что двухдисковые ФС из-за
плохого теплоотвода от промежуточного диска и недостаточно
четкой работы механизма разведения дисков уступают по на-
дежности и долговечности однодисковым [52].
Прогрессивные конструкции однодисковых ФС могут уста-
навливаться на двигатели с максимальным крутящим моментом
1200... 1700 Н-,м, что практически удовлетворяет всему диапа-
зону современных отечественных тракторных дизелей.
На рис. 4.1 показаны области применения ФС, производимых
фирмой «Рнхтель и Сакс», с разным наружным диаметром и
при соответствующем максимальном вращающем моменте дви-
гателя. Фирма «Валео» серийно производит только однодиско-
вые ФС. Двухдисковые ФС изготовляют лишь по специальному
заказу потребителя, когда по габаритным условиям исключа-
ется применение однодисковых конструкций.
288
Рис. 4.1. Области применения ФС фирмы «Фихтель и Сакс» с разным на-
ружным диаметром фрикционных накладок
Теоретические и экспериментальные исследования, выпол-
ненные в МАМИ, показали, что в существующих отечест-
венных тракторных ФС фрикционные материалы недогружены
по давлению примерно в два раза. Это приводит к уменьшению
их износостойкости [49, 59]. В зарубежных конструкциях для
аналогичных рецептур фрикционных накладок рабочее давле-
ние на поверхностях трения в два раза выше, что в определен-
ной степени является основой применения однодисковых ФС.
Возможность существенно повысить давление на поверхно-
стях трения отечественных фрикционных накладок эксперимен-
тально доказана в упомянутых работах (рис. 4.2). При этом
значительно возрастает износостойкость накладок.
Одной из причин, тормозящей внедрение однодисковых ФС
в отечественном тракторостроении, является сложившееся мне-
ние, что однодисковые конструкции при одинаковых с двухдис-
ковыми размерах диаметров будут перегреваться и, следова-
тельно, быстро изнашиваться. Это мнение опровергнуто срав-
нительными полевыми испытаниями двухдискового ФС дизеля
А-01М и экспериментального однодискового при одинаковых
размерах фрикционных накладок, проведенными В. Н. Игна-
тенко, Г. С. Лившиц и С. Н. Коломийцем. В результате оказа-
лось, что температура на лимитирующей по нагреву поверхно-
289
Рис. 4.2. Зависимость износо-
стойкости фрикционных накла-
док от давления:
I и II — рабочие области давле-
ний соответственно для отечествен-
ных и зарубежных фрикционных
накладок (аналогичной рецептуры)-
I — ЯМЗ-236, ст=200 Дж/см<
Дг=120°С; 2 — ЯМЗ-238, ст =
= 150 Дж/см2, Дг=250°С; 3 —
КамАЗ, ат=170 Дж/см2, ДГ=225°С;
4 -ФС A52.20.000, с, = 170 Дж/см2,
i/v = 120°C
сти трения в однодисковом ФС меньше, чем в серийном двух-
дисковом, при выполнении трактором Т-4АП2 бульдозерных ра-
бот—на 60°С, а при пахоте трактором Т-4А — на 17°С.
Сравнительными испытаниями [49, 59] также установлено,
что долговечность однодискового ФС в 1,5 раза превышает ре-
сурс двухдискового.
Износостойкость фрикционных накладок ФС нельзя оцени-
вать только по давлению на поверхностях трения. ФС, удовлет-
ворительно работающее на одном тракторе, на тракторе боль-
шей массы может оказаться неработоспособным. Здесь сущест-
венное влияние оказывает работа буксования ФС при трогании
тракторного агрегата с места.
До настояшего времени нагруженность ФС оценивалась [4]
удельной работой буксования цт и приростом объемной темпе-
ратуры АО за одно включение:
аг=1т/(Ае1) < [ат]; (4.9)
Д &===/<£ ЛеА/С'тлХ[Л&]> (4.Ю)
где Al дет=1'лет/б 1дет — число поверхностей трения нагреваемой
детали. Для надежно работающих ФС принималось [ат] =
=500...600 кДж/м2 и [Aft] =10... 15°С.
Однако удельная работа буксования и прирост объемной
температуры контактирующих деталей не могут служить объ-
ективными критериями работоспособности ФС. Покажем это на
примере использования ФС на тракторе ДТ-75М, который вы-
пускается в сельскохозяйственной и промышленной (бульдозер)
модификациях.
Работа буксования ФС бульдозера всегда мень-
ше, чем у сельскохозяйственного трактора, примерно в 2...3
раза. Следовательно, вероятность выполнения условий (4.9) и
(4.10) всегда больше для ФС бульдозера. В то же время часто-
та включения ФС в час у бульдозера (Z4= 100... 350) больше в
5... 10 раз, чем у сельскохозяйственного трактора (Z4=25... 30).
В результате установившаяся объемная температура деталей
ФС у бульдозера оказывается выше, чем у сельскохозяйствен-
ного трактора (рис. 4.3).
220
Рис. 4.3. Изменение объемной тем-
пературы деталей ФС в зависимости
от числа включений:
I — ФС бульдозера; 2 — ФС сельскохо-
зяйственного трактора
Исследования, выполненные
в Институте машиноведения
АН СССР (ИМАШ АН СССР)
и МАМИ [45, 52], показали, что
одним из основных факторов,
влияющих на износ пар тре-
ния ФС, является максималь-
ная температура на фрикцион-
ном контакте. (Методика ее определения изложена в под-
разд. 2.9). Поэтому в проектном расчете ФС размеры ведущих
дисков следует определять исходя из условия оптимального для
данного ФМ теплового режима.
Для этого (см. подразд. 2.9) устанавливается [йг], при ко-
торой -&тах=['&]:
Тогда площадь вентилируемой поверхности ВД
(4.11)
(1 — иг.п) ^тАдлет
([®й] — ° Ах
(4.12)
Если при заданных размерах и материале фрикционных на-
кладок необходимая по расчету Лв конструктивно неосуществи-
ма, следует использовать более теплостойкий ФМ или перехо-
дить на ФС большего типоразмера.
На следующем этапе расчета определяется оптимальная осе-
вая податливость ВД. В отечественной практике отсутствуют
методы ее расчета. В зарубежной практике известна методика
Крауса, где осевая податливость ВД рассматривается как фак-
тор, обеспечивающий плавность разгона машины. При этом
принимается, что упругость ВД пропорциональна моменту тре-
ния ФС.
Идеальная упругая характеристика ВД должна обеспечи-
вать постоянный прирост момента трения в процессе включения
ФС. Тогда вторая производная характеристики момента трения
ФС представляется прямой, параллельной оси перемещения
диска. Прирост момента трения соответствует первой производ-
ной от момента, а изменение момента трения по ходу включе-
ния соответствует параболической характеристике с максиму-
мом при полном включении ФС. Согласно принятым допуще-
ниям
d2M. . .
---— =A=const.
dX2
(4.13)
291
Тогда
AdX=AX;
dX J
о
х
Л4Т=J AXdX=AX2/2.
О
Поскольку
лк2
7И = ,max- —8/4
2Пттах--- —г2 д.1
и P—f{MT), то осевая упругая характеристика
представлена в виде
(4-14)
(4.15)
(4.16)
может быть
(4.17)
где Л— текущая осевая деформация ВД; ^тах —суммарная осе-
вая деформация ВД под действием усилия нажимных пружин
Рцж-
Таким образом, для получения соответствующей осевой уп-
ругой характеристики ВД необходимо знать Хтах.
В отечественной и зарубежной литературе отсутствует теоре-
тическое обоснование этой величины. Фирма «Валео» регламен-
тирует Zmax=0,4... 0,7 мм, что подтверждено также нашими
экспериментальными исследованиями ФС указанной фирмы с
D„ 350, 380, 405 мм. При расчетном усилии пружин Риж—
==14 700 Н для ФС Пн = 350 и 380 мм получено соответственно
?vmax = o,65 ММ И 7vmax = O,55 ММ, а ДЛЯ £’н = 405 ММ при Рнж =
= 17640 Н Zmax=0,75 мм. Следовательно, в расчетах по фор-
муле (4.17) можно принимать Хтах=0,55... 0,75 мм.
Экспериментальные упругие характеристики ведомых дисков
ФС фирмы «Валео» полностью соответствуют расчетным по
данной методике.
После проектного расчета и эскизной проработки произво-
дятся поверочные расчеты в такой последовательности:
1) расчет силовой нагруженности ФС (см. подразд. 2.7);
2) определение работы буксования ФС (см. подразд. 2.8);
3) тепловой расчет ФС (см. подразд. 2.9).
Автомобильные ФС
Результаты исследований, изложенные в разд. 2 и 3, дают
основание вести расчет автомобильных ФС в следующем по-
рядке [53, 58].
292
1. Определение номинальной площади накладок (площадь
трения)
АН=ВК' ± ± /С^д(Л/д-
-C2)x/<UT(A.f-C3), (4.18)
где Л/,..., Кз', С1,...,Сз, К'— коэффициенты, учитывающие кон-
структивные и фрикционные особенности каждого типа маши-
ны; LT—работа трения буксования, определяемая из выраже-
ния (2.200); В — коэффициент, учитывающий тип и особенно-
сти эксплуатации автомобиля: В=1 для автомобилей общего
назначения, В = 2,5 для такси и тягачей, В=4 для самосвалов.
Для легковых автомобилей
Д,=80В -ф Ю- Шд.ч (825 - Мд.м) -ф 5,54-10“3 X
X Лф(326 — AQ + 37- 10“7Дг(343- 10“3Вг); (4.19)
для грузовых
Дн=533,4В-| - 0,86- 10-Шд.м (/Ид.м - 40) -ф
4- 24- 10“WA (Лф - 26,2)-ф 5-10-6ZT (ZT 10~3 -100). (4.20)
2. Определение наружного и внутреннего диаметров накла-
док.
При расчете размеров накладок нужно учитывать площадь
отверстий под заклепки и, при необходимости, под вентиляци-
онные канавки А3. Наружный диаметр (в м)
£»„ = |/10Л (4.21)
' \ н /
где
ХН = ОВ/ОН,
(4.22)
Хн=0,67+0,07 для легковых автомобилей; Хн=0,55+0,05 — для
грузовых.
Представленные здесь соотношения позволяют связать ос-
новные размеры ФС двигателя, трансмиссии и автомобиля в
целом, а также учесть особенности эксплуатации. При выборе
размеров фрикционных накладок необходимо также учитывать:
требования стандарта ГОСТ 1786—80*. Если расчетные зна-
чения Ан базовой модели и модификации отличаются менее
чем на 20%, то изменение линейных размеров накладок, за ис-
ключением их толщины, нецелесообразно по экономическим со-
ображениям;
качество (характеристики) накладок: чем оно выше, тем
меньшие значения Ан можно принимать по сравнению с рас-
четными;
293
конструктивные особенности ФС, влияющие на работоспо-
собность пар трения (тип пружин, тип ведомого диска и дру-
гие факторы).
3. Определение среднего радиуса трения накладок по выра-
жению (2.2) или (4.6).
4. По уравнениям (2.284)...(2.286) расчет критериев Д2, Лз,
ат, которые проверяют на соответствие допускаемым значени-
ям. Если одно или несколько условий не выполняются, увели-
чивается Лн или выполняются рекомендации п. 2 данного рас-
чета.
5. Определение коэффициента запаса сцепления р. Мини-
мальное значение коэффициента Pi должно обеспечить надеж-
ную передачу ФС крутящего момента от двигателя на транс-
миссию при трогании автомобиля с места в специально огово-
ренных условиях. Так, в соответствии с требованиями безопас-
ности движения ФС должно обеспечивать трогание транспорт-
ного средства, в том числе с прицепом, на уклоне 15% (8°30')
асфальтового шоссе на 1-й передаче. С другой стороны, макси-
мальное значение коэффициента запаса р2 нецелесообразно
иметь таким, чтобы Мт, будучи приведенным к ведущим коле-
сам, был больше сцепного момента автомобиля, так как при
этом ФС не будет предохранять двигатель от динамических на-
грузок. Таким образом, должно выполняться условие
₽!<₽<₽2- (4.23)
Минимальный коэффициент запаса [57]
В — 282 + Мс
(Мд.м + j 1е1) 1м
где /1 и J2 — моменты инерции движущихся частей двигателя
и автомобиля, приведенные к первичному валу коробки пере-
дач; е2=е1=<0мЛб (®м — угловая скорость коленчатого вала
двигателя при максимальном крутящем моменте); т]м — механи-
ческий КПД трансмиссии.
Максимальное значение коэффициента запаса [57] для ав-
томобиля:
с одной ведущей осью
f b cos а — /г sin а \
G<prK 1 ---------------
В,==----1, (4.24)
Мл.м1мвт
с двумя ведущими осями
В2=.с.1ДД1 + °2^2 , (4.25)
где G, 61,2 — полная масса машины и масса машины, приходя-
щаяся соответственно на переднюю и заднюю ведущие оси; <р,
294
<Pi,2 — коэффициенты сцепления движителей с дорожным покры-
тием; Гк, Гк1,2 — радиусы качения ведущих колес; Ь — расстоя-
ние по горизонтали от оси ведущих колес до центра тяжести
машины; а — угол подъема, °; LM — база машины без прицепа;
h — высота расположения центра тяжести машины (без прице-
па) от опорной поверхности колес.
Статистические данные по коэффициенту запаса ФС при-
ведены в табл. 4.1.
4.1. Значения коэффициента запаса современных автомобильных ФС
Назначение и тип ФС Коэффициент запаса (3 для ФС
отечественных зарубежных
Легковые автомобили, периферийные вин- товые пружины 1,4... 1,9 —
То же, тарельчатые пружины Грузовые автомобили и автопоезда, одно- дисковые ФС, периферийные винтовые пру- жины 1,4 ... 1,6 1,2 ... 1,4
1,55 ...2,1
То же, двухдисковое ФС 2... 2,3 —.
Грузовые автомобили, тарельчатые пружи- ны — 1,5 ... 1,6
То же для самосвалов и строительных ма- шин 1,7... 1,9
6. Момент трения ФС
Мт=--Р/Ид.м. (4.26)
7. Выбор коэффициента трения fT на стадии проектирования
в отечественной практике обычно принимают fT = 0,3 и реже fT =
==0,25. В зарубежной практике обычно /т = 0,25. При выборе fT
используют также аналоги или статистические данные, приведен-
ные в табл. 4.2.
4.2. Статистические данные по fT для различных типов
фрикционных накладок
Назначение и тип ФС, накладки fr
Легковых и грузовых автомобилей и тракторов, разрез- ные тарельчатые пружины, тканые и спирально-иавитые накладки Одиоднсковые грузовых автомобилей и тракторов, пери- ферийные пружины и тканые накладки То же, формованные накладки Двухдисковые грузовых автомобилей и тракторов, пери- ферийные пружины, формованные накладки Однодисковые грузовых автомобилей и тракторов, разрез- ные тарельчатые пружины, формованные накладки 0,25 ...0,35 0,3... 0,35 0,2 ... 0,25 0,18 ...0,25 0,2... 0,25
295
8. Определение нажимного усилия пружин и давления на на-
кладки:
Р„Я=ЛШ&), (4.27)
Р=Рях/Ай- (4.28)
9. Предварительный выбор марки накладок по ГОСТ
1786—80*.
В случаях, когда параметры проектируемого ФС или автомо-
биля не имеют близких аналогов, составляются технические тре-
бования на разработку новой марки накладок, и дальнейший
расчет ведется по заложенным в них показателям.
10. Проверочный расчет ПТ на соблюдения условий:
(4.18) для накладки; значения [Ov] даны в подразд.
2.9, a рассчитывается по уравнению (2.244);
Мг.у^Мг.у]; значения [Л7т.у] представлены в табл. 2.24, a NT.y
рассчитывается по уравнению (2.287).
Дополнительно можно проверить условие где
Отах=йг+й*, значения [<)*] даны в подразд. 2.9.
При несоблюдении одного из условий п. 10 следует вновь
обратиться к рекомендациям п. 2 данного расчета. Изложенная
методика проектного и проверочного расчетов отличается от из-
вестных тем, что все искомые размеры и параметры определяют-
ся однозначно, во взаимосвязи и с достаточной точностью.
4.2. РАСЧЕТ НАЖИМНЫХ УСТРОЙСТВ И ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Пружины
Пружины в ФС используются как нажимные для силового за-
мыкания дисков, как оттяжные и отжимные в рычажных приво-
дах управления, механизмах отводки нажимного диска и сред-
него ведомого диска в двухдисковых ФС на отжимных рычагах,
в демпферных устройствах ведомых дисков и как компенсацион-
ные у непостоянно замкнутых тракторных ФС. В качестве на-
жимных применяются цилиндрические винтовые (одинарные и
составные), конические винтовые, разрезные и неразрезные та-
рельчатые пружины сжатия. В механизмах отводки среднего ве-
домого диска и демпферных устройствах преимущественно ис-
пользуются цилиндрические винтовые пружины сжатия, а в ме-
ханизмах отводки нажимного диска и рычажных приводах уп-
равления— винтовые пружины растяжения. На отжимных ры-
чагах устанавливаются винтовые пружины кручения или сжатия,
а в качестве компенсационных — винтовые цилиндрические и та-
рельчатые.
Пружины изготовляются из качественной пружинной горя-
чекатаной сортовой стали. В зависимости от назначения, условий
работы и требований надежности применяются высокоуглеро-
дистые, марганцовистые, кремнистые, хромокремнистые и хро-
296
мованадиевые стали. В табл. 4.3 приведены их основные меха-
нические характеристики.
4.3. Механические характеристики пружинных сталей
Сталь Температура, °C Предел прочности сгв, МПа Предел текучести сгт, МПа Модуль уп- ругости при кручении G, ГПа
закалки отпуска
65 840 980 785
70 830 1030 830
85 820 480 1150 1000 83
55ГС 820 ИЗО 980
65Г 830 980 785
55С2 820 1275 1175
60С2А 860 1570 1370
60С2ХА 870 420 1765 1570 80
60С2ХФА 850 410 1860 1665
50ХГФА 840
50ХВА 850 520 1275 1175
50ХФА 850
Винтовые пружины выполняются преимущественно из сталь-
ной проволоки классов I, II, Па, III по ГОСТ 9389—75, а также
из проволоки по ГОСТ 14963—78. Цилиндрические винтовые
пружины сжатия и растяжения в зависимости от характера на-
гружения и сопротивления усталости подразделяются на клас-
сы (табл. 4.4).
4.4. Классы пружин
Класс пружин Вид пружин Нагружение Предел ус- талости в циклах, не менее Мк
I Растяжения и ежа- Циклическое 5-106 О.Зсгв
II, Па тия Циклическое и ста- 1 - 10s 0,5(Тв
тическое
III Сжатия Циклическое 2-Ю3 О.бсГв
Допускаемые напряжения кручения [т]к для цилиндрических
винтовых пружин предоставлены в табл. 4.5, а для сталей, не
указанных в этой таблице, [т]к выбирается по табл. 4.4.
Винтовые пружины выполняются из пруткового материала,
преимущественно круглого, квадратного и прямоугольного сече-
ний.
297
Рис. 4.4. Винтовые цилиндрические пружины с витками круглого сечения:
а — сжатия; б — растяжения
4.5. Допускаемые напряжения кручения для цилиндрических
винтовых пружин сжатия-растяжения
Материал пружин Диаметр проволоки, мм Класс пружин
I П, Па Ш
[Т1к. МПа
60С2А, 65С2ВА, 70СЗА 60С2ВА *, 65 *, 50ХФА Проволока класса I Проволока классов II, Па, III 3... 12 560 960 1350 14...50 480 800 1050 0,6(Тв 0,2... 5 О.Зов 0,5ов —
* Применяются для пружин классов П и III.
Методика расчета винтовых цилиндрических пружин сжатия
(рис. 4.4, а) и растяжения (рис. 4.4, б) с витками круглого сече-
ния приведена в табл. 4.6. Исходными величинами являются:
Р\ — номинальная сила, действующая на пружину, Н; Рч— си-
ла, создаваемая пружиной при рабочей деформации, Н; h — ра-
бочий ход пружины, мм; материал пружины и соответствующее
[т]к, МПа.
Для нажимных пружин рабочий ход равен перемещению на-
жимного диска при выключенном ФС и Рч = (1,1 — 1,2)Рь
Винтовые цилиндрические пружины с витками прямоугольно-
го и квадратного сечения обеспечивают более компактную кон-
струкцию узла. У пружин с прямоугольным сечением витков
большая сторона прямоугольника ориентируется, вдоль (тип 1,
рис. 4.5, а) или поперек (тип 2, рис. 4.5, б) оси пружины, что
298
4.6. Расчетные зависимости для винтовых цилиндрических пружин
сжатия и растяжения С витками круглого сечения
Параметр Зависимость
Индекс пружины Коэффициент, учитывающий кривиз- ну витков и влияние поперечной си- лы Диаметр проволоки, мм С=4 ... 12 (задается): ,, ^’ + 2 К 4С — 3 |/ л[т]к
Средний диаметр пружины, мм Жесткость пружины, Н/мм Число рабочих витков 3 N (3 II И II О'» й. N -
Полное число витков (должно быть кратным 0,5) Наружный диаметр пружины, мм Шаг пружины в свободном состоя- нии, мм n1=n+( 1,5 ...2,5) Р2 где 6>0,ld. Для Zn
Высота полностью сжатой пружины, мм Высота пружины в свободном со- стоянии, мм Высота пружины при предваритель- ной деформации (под нагрузкой Pi), мм Высота пружины при рабочей дефор- мации (под нагрузкой Р2), мм Длина развернутой пружины без за- цепов, мм пружин растяжения t=d Н3= (th—0.5) d Ho — Hz+ntt—d). Для пружин рас- тяжения //o=(«i4-l)rf Hi=Ho—Pi/Z. Для пружин растя- жения Hi—H^+Pi/Z Hz— IP—Pz/Z. Для пружин растя- жения Hz=HaJt-Pz/Z Рпр 3,2£>оП1
существенно не сказывается на жесткости, определяет лишь со-
отношение высоты и диаметра пружины. Коэффициент ширины
профиля сечения витка рекомендуется принимать для типа 1
ф = Ь/а^З и для типа 2 1<ф<;4.
Методика расчета винтовых цилиндрических пружин сжатия
с витками прямоугольного сечения представлена в табл. 4.7. Она
применима также к пружинам с квадратным сечением витков,
т. е. при Ь=а; ф = 1.
Составные винтовые пружины сжатия находят применение
при ограниченных габаритных размерах узла. Чаще всего ис-
пользуются две, с навивкой в противоположных направлениях,
концентрически установленные пружины с витками круглого се-
чения. Методика их расчета исходит из одинаковой жесткости
Z, равенства индекса С и радиального зазора между витками
299
4.7. Расчетные зависимости для цилиндрических винтовых пружин сжатия
с витками прямоугольного сечения
Параметр
Зависимость
Индекс пружины
Коэффициент, учитывающий пере-
грузку внутренних волокон
Вспомогательные коэффициенты
Высота профиля сечения витка, мм
Ширина профиля сечения витка, мм
Средний диаметр пружины, мм
Жесткость пружины, Н/мм
Число рабочих витков
Полное число витков (должно быть
кратным 0,5)
Наружный диаметр пружины, мм
Шаг пружины в свободном состоя-
нии, мм
С—4... 10 (задается)
К=1,3... 1,15 (большие значенияпри
меньшем индексе пружины)
а, ₽=/(Ф) (по табл. 4.9)
J/ 2а(т]к
b
Dq — Са
h
n~ №oz
«!=«(!,5 ...2,5)
Тип 1 £>=Ло+а; тип 2 D=D0-{-b
Р'ч
Тип 1 /=(1,2... 1,3) ~+b; тип 2 t—
Zn
,,n ,^2.
Высота полностью сжатой пружины,
мм
Высота пружины в свободном состоя-
нии, мм
Тип 1 Нз= (П1—0,5)6, тип 2 Н3—
= («1—0,5)а
Тип 1 = b), тип 2 Нъ =
—Нз+п(Ь—а)
Примечание. Исходные данные Pi, Рг, h, [т]к аналогичны расчету
пружии с витками круглого сечения. Размеры Hi, Из, Lnp определяются по
формулам табл. 4.6.
A = 0,5(t/i—сГ2) (рис. 4.6). При этом сила, действующая на наруж-
ную пружину при максимальной деформации,
р _
21 С2 + (С - 2)2
и номинальная сила
Л1=------.
С2 + (С — 2)2
Аналогично для внутренней пружины
/>22 = Р2-/>21; Р^Р,-Рп.
По силе P2i, согласно табл. 4.7, рассчитываются средний диа-
метр и диаметр проволоки наружной пружины:
300
Рис. 4.5. Винтовые цилиндрические пружины сжатия с витками прямоуголь-
ного сечения:
а — тип 1; б — тип 2
•^02 ^Л)1 11 ^2 —’ DfflIC.
Далее по силам, действующим на внутреннюю пружину, оп-
ределяются остальные ее параметры (табл. 4.7).
Конические винтовые пружины сжатия обладают повышен-
ной устойчивостью против выпучивания и значительным ходом
при малой общей высоте. Расчет таких пружин постоянной жест-
кости с посгояным шагом и витками круглого или прямоуголь-
ного сечения выполняется по
формулам табл. 4.8. При этом
в числе исходных данных на-
значают установочную (соот-
ветствующую предварительной
деформации) высоту пружины
Hi и радиус наибольшего вит-
ка R. Коэффициенты а и у бе-
рутся из табл. 4.9, К~ 1,1 ... 1,2.
Цилиндрические винтовые
пружины кручения (рис. 4.7)
применяются преимущественно
с витками круглого сечения.
Методика их расчета приведе-
на в табл. 4.10. Исходными ве-
Рис. 4.6. Составные цилиндрические
пружины сжатия
301
4.8. Расчетная зависимость для винтовых конических пружин сжатия
с витками круглого и прямоугольного сечения
Зависимость
Диаметр проволоки (вы- сота профиля сечения витка), мм 3/ 16/>2ЯХ d — | / |/ я[т]к 3 / P2RK ad — 1/ r . У <Ф1к
Наименьший индекс пру- жины С1=4 ...5 C,=4...5
Наибольший индекс пру- жины с 2R d 2R c2 = — a
Радиус наименьшего вит- ка, мм r=0$Cid г=0,5С1О
Число рабочих витков Gd* 2yGai
16Z(/?2+r2)(/?+Z) nZ(/?2 + r2)(/? + r)
Проверка соблюдения ус- ловия (R—r)>nd (R—r) >na
Высота пружины в сво- бодном состоянии, мм Pi Я0 = //1+ ~ Z, До
Шаг пружины в свобод- t H^-d /= H^~b n
НОМ состоянии, мм n
Длина развернутой пру- жины, мм 3,2zzi
Примечание. Исходные данные Pi, Р2,. п, [т]к аналогичны расчету
винтовых цилиндрических пружин. Параметры Z, nt, Hz определяются по
формулам соответствующих цилиндрических пружин.
4.9. Вспомогательные коэффициенты для расчета винтовых пружин сжатия
с прямоугольным сечением витков
Коэффи- циенты «ф=6/а
1 1,5 2 3 4
a 0,208 0,346 0,493 0,801 1,15
p 5,6 2,67 1,71 0,995 0,698
Y 0,1404 0,294 0,457 0,789 1,12
302
Рис. 4.7. Винтовая цилиндрическая пружина кручения
личинами здесь являются: Л — начальный (установочный) мо-
мент, Н-мм; 6 — рабочий угловой ход пружины, рад.
Наибольший рабочий момент можно принимать 7’2=(1,2...
1,3) Л и допускаемое напряжение изгиба [о]и= 1,25[т]к.
4.10. Расчетные зависимости для цилиндрических винтовых пружин кручения
с витками круглого сечения
Параметр Зависимость
Индекс пружины Коэффициент, учитывающий кривиз- ну витков С—5 ... 10 (задается) К = 4С~ 1 4С-4
Диаметр проволоки, мм я . / Т*К d— 1 / ; округляется по у 0.1 Ми ряду Ra 20
Средний диаметр пружины, мм Угол закрутки пружины при рабо- чем моменте, рад D=cd ет2 Лг-Л
Число витков при рабочем моменте nEd^ П~ 64D0T2
Число витков в свободном состоянии ¥2 п0=п2— —— 2л
Межвитковый зазор, мм Шаг пружины, мм Высота пружины в свободном со- стоянии, мм Длина развернутой пружины без за- цепов, мм Диаметр оси, на которой устанавли- вается пружина, мм ft. t-1 Sr- °* /Л 5 °? 11 II £ » £ £ я Тд СО О "Г — £ О : £ £ + => | й о сп а. ®
Примечание. £=2,1-105 МПа — модуль упругости первого рода.
303
Главное достоинство тарельчатых пружин, общий вид кото-
рых показан на рис. 4.8, д, заключается в нелинейной силовой
характеристике (рис. 4.8, г), обеспечивающей стабильность на-
жимного усилия в определенном диапазоне h0 деформаций. Та-
рельчатые пружины бывают неразрезными (рис. 4.8, а) и раз-
резными лепестковыми (рис. 4.8, б, в). Исходными данными при
проектировании тарельчатых пружин являются: Pi — номиналь-
ная сила воздействия на пружину, Н; /г0 — ход пружины, мм, со-
ответствующий допустимому суммарному линейному износу
фрикционных пар; h— рабочий ход пружины, мм, соответству-
ющий выключенному сцеплению; D, d и di — диаметры пружины,
мм, выбираемые с учетом габаритов сцепления и конструктивных
соотношений D>2,5c?i, £>= (1,15... l,5)d. Расчеты выполняются
по формулам табл. 4.11. В качестве ориентира представим зна-
чения некоторых величин у существующих конструкций: Н=
= (1,6...2,2)6, D— (75... 100)6, у=10...15°, число лепестков —
от 8 до 20.
По уравнению P=f(w) строят силовую характеристику пру-
жины, по которой устанавливают усилие Р2 при выключенном
ФС. Проверка пружины на прочность производится по деформа-
ции (Kq или w2), соответствующей наибольшей нагрузке.
Диафрагменные нажимные устройства
Рассмотрим порядок поверочного расчета диафрагменного
нажимного устройства «вдавливаемого» типа. По заданным па-
раметрам разрезной тарельчатой пружины и торообразных опор-
ных колец нажимного устройства рассчитываются упругофрик-
304
4.11. Расчетные зависимости для тарельчатых пружин
Параметр Зависимость
Опорные диаметры, мм Соотношение опорных диаметров Коэффициент £>o = 0,98D; d0=l,01d; di0 = 1,01 dt m,.'--D,.ldb — для пружины по рис. 4.8, а; m0= = Do/d —для пружин по рис. 4.8, б, в to=l — для пружин по рис. 4.8, а, б; U— (Do— —dlo)/(D0—d) — для пружины по рис. 4.8, в (ls=Zs=3)
Коэффициент 3P1D^0(l — р.2) (т0- 1)2 СТр— „ In т0
Высота неразрезной час- ти пружины, мм Толщина пружины б, мм; находится из урав- нения Н= |/2b2 + A2/(9i-2) Л0 1 1 ho \6 I ho В8 + —Ь6-— М- В2-Стр -Мв- GIq 2 \ 3г0 / V 3*0 } 2 ~~°
Деформация пружины под номинальной нагруз- кой, мм Соотношение диаметров неразрезной части пру- жины Силовая характеристика пружины IV71 = ibII-\-hb/3 m — D/d 4EZW л ( то V Р == — — 1 1 n та X (1 - р2)6 \ /П0- 1 ) 17 W \ 1 W \ 1 X Н-— я-— + 82 1\ го / \ 2го / J 4£1Г «2 Г/ W \
Расчетное напряжение в пружине, МПа (1 — р.2)i oD2 т—1 [Д 2го / т — 1 — Inт В ] X + Q < [°] ~ °г (т — 1) In т 2 J
Примечание. Здесь £=2,1-105 МПа —модуль упругости первого
рода; р=0,3 —коэффициент Пуассона; <гт — предел текучести материала
пружин.
ционные характеристики Рнж=Л (®™) при Рвык = 0 и РВык =
=/2(К'вык) при Рнт = 0. Зависимости (2.36) ... (2.39) описывают
эти характеристики в неявной форме. Подставляя в формулы
(2.36) ... (2.39) ф/а=0... (ф/а)т1п, определяют силы Рнж и Рвык И
соответствующие им перемещения ь>нж и йуВык, по которым и
строятся упругофрикционные характеристики. Значение (ф/а)Ш1п
подсчитывается по формуле (2.40).
305
^Вык
*вык 0 -----------------
гпр2
Рис. 4.9. Расчетная схема, представляю-
щая связь МВ и нажимного диска
При расчетах упругофрикци-
онной характеристики Рвык=
=/(Иувь1к), связывающей усилие
на подшипнике МВ с его переме-
щением, по формуле (2.37) после-
довательно определяется усилие
РВык, затем оно подставляется во
второй член формулы (2.39), и
вычисляется соответствующее пе-
ремещение ПОДШИПНИКа КУвык.
В расчетной динамической мо-
дели, представленной на рис.
2.31, а, гнж и znp2 — координаты,
определяющие перемещения на-
жимного диска и муфты подшип-
ника выключения сцепления; началом их отсчета является пол-
ностью выключенное состояние сцепления (точка D на рис. 1.6).
За начало отсчета перемещений куНж и &уВЫк принято состояние
полностью разгруженного диафрагменного нажимного устройст-
ва. Связи между этими перемещениями имеют вид
®нж ^нжО, *‘~пр2—’^вык ®выкО’
где О/нжо и wBbiK0 — значения осадки нажимного диафрагменного
устройства, соответствующие Рнжтш и Рвыктш (см. рис. 2.19,
2.20).
При моделировании динамических процессов на ЭВМ с ис-
пользованием методов численного интегрирования систем диф-
ференциальных уравнений вида (2.55) необходимо на каждом
шаге интегрирования устанавливать силовые взаимодействия
элементов системы, исходя из известных перемещений и скоро-
стей. Для моделирования работы диафрагменного нажимного
устройства вдавливаемого типа принята расчетная схема, по-
казанная на рис. 4.9. Здесь отмечены обобщенные координаты
£нж и znP2 модели (см. рис. 2.31, а) и угол фо, соответствующий
положению сечения неразрезной части тарельчатой пружины в
состоянии полностью выключенного сцепления (точка D на рис.
1.6). По углу фо, используя формулы (2.36)... (2.39), определя-
ют ы>нжо и И'выко- Блок-схема алгоритма моделирования работы
диафрагменного нажимного устройства представлена на рис.
4.10. В ней учитывается, что силовой контакт нажимного диска
и выжимного подшипника с разрезной тарельчатой пружиной од-
нонаправленный, т. е. силы Рцж и Рвык не могут быть отрица-
тельными.
306
Рис. 4.10. Блок-схема алгоритма моделирования работы диафрагменного на-
жимного устройства
Для вычисления наибольших напряжений в наиболее опас-
ных точках А (см. рис. 2.13) в формулу (2.43) подставляется
ф/а= (ф/а)пнп и Гд=га+1,5 мм.
Таким образом были рассчитаны упругие характеристики
(трение в опорах не учитывалось) диафрагменного нажимного
устройства ФС 380 DB 1500 фирмы «Валео» с учетом тангенци-
альных пластин, крепящих нажимной диск к кожуху ФС стг=
= 16 МН/м. Параметры, использованные при расчетах, имели
307
Рис. 4.11. Упругие характеристики нажимного устройства сцепления 380 DB
1500 при нагружении со стороны:
а, — нажимного диска; б — МВ
следующие значения: f = 2-10s МПа; р = 0,27; га= 123 мм; гь =
= 164 мм; /г = 4,37 мм; а = 0,1812 рад; г10=129 мм; г20=162 мм;
Гзо=34,5 мм; 7^ = 4 мм; /?2= 1,5 мм; 7?3 = 4 мм; Ц = 3 мм; /2=
= 11,5 мм; /3=15 мм; /4=98,3 мм; Ь\ =34,4 мм; б2=19,7 мм; Ь3=
= 26,1 мм; &4 = 5 мм; Z) = 2,15 МН/м; со^о = 600 МН. В результа-
те расчетов получили: 77 = 7,55-10~3 м; h]H = 0,58; (ф/а)т1п = 1,31;
фтт= 0,239 рад. По формулам (2.36) ... (2.39) (при Д = 0) были
получены упругие характеристики диафрагменного нажимного
устройства ФС 380 DB 1500. На рис. 4.11, а представлена зави-
симость усилия на нажимном диске от его перемещения. Здесь
за начало отсчета принято состояние выключенного нового ФС;
Дк>нж=1,74 мм — перемещение нажимного диска, обеспечиваю-
щее выключение ФС с новыми фрикционными накладками. На-
жимное устройство допускает износ ФС Д/гтах = 3 мм без сни-
жения нажимного усилия РН)К=14,4 кН, но с некоторым его уве-
личением до РНж=15,5 кН. Дальнейшее увеличение износа
ДЛтах>3 мм недопустимо, так как нажимная характеристика
при этих условиях резко падает. На рис. 4.11, б представлена за-
висимость усилия Рвык на МВ от ее перемещения znp2. За нача-
ло отсчета для перемещений принято состояние выключенного
ФС.
Из рис. 4.11, б следует, что с увеличением изнашивания фрик-
ционных накладок максимальные усилия на МВ растут и дос-
тигают своего максимального значения РВыктах = 5,6 кН. Макси-
мальные перемещения МВ для осуществления выключения ФС
составляют znp2 = 7,l м для нового ФС, а для изношенного сцеп-
ления гпр2=14,5 мм. На рис. 4.11, а, б штриховыми линиями от-
мечены упругие характеристики, полученные при испытании
ФС на машине фирмы «Инстрон». Подставив 0,239 рад и
гл = 0,121 м в формулу (2.43), подсчитали наибольшие на-
308
Рис. 4.12. Зависимость усилий, р
прикладываемых к МВ, от ее
перемещения:
1 и 2 — для нажимных устройств
соответственно вдавливаемого и
вытягиваемого типов 4
пряжения спр=730 МПа,
Шс= 1830 МПа — при дей- 2
СТВИИ СИЛЫ Рнж И СЦр =
= 1082 МПа; ст«с=
=2135 МПа — при нажа- °
тии на МВ.
Расчеты упругой ха-
рактеристики диафрагменного нажимного устройства «вытяги-
ваемого» типа проводятся аналогично расчетам нажимного уст-
ройства «вдавливаемого» типа. Только в этом случае для опре-
деления упругой характеристики используется уравнение (2.45)
и формулы (2.46) и (2.47). Для подсчетов в уравнении
(2.45) принимается РВык=0, а для определения значений Рвык
в уравнении (2.45) —Рнж=0.
Рассмотрим результаты расчета нажимного устройства, у ко-
торого параметры разрезной тарельчатой пружины такие же, что
и у «вдавливаемого» нажимного устройства ФС 380 DB 1500, но
опоры расположены по схеме (см. рис. 2.21), т. е. опоры нажим-
ного диска и опоры кожуха сцепления поменялись местами. Та-
кое изменение не влияет на упругую характеристику PBm=f (шнж)
и напряженность пружины, а меняет только зависимость РВык=
=/(®вын) (кривая 2 на рис. 4.12). Для сравнения нанесена кри-
вая 1, полученная для «вдавливаемого» типа нажимного устрой-
ства. Из рис. 4.12 следует, что «вытягиваемый» тип нажимного
устройства требует меньших усилий для выключения.
Разрезная тарельчатая пружина представляет собой мало-
подъемистую коническую оболочку, которая при определенных
условиях может терять устойчивость («прохлопывать») [31]. Это
приводит к нарушению нормальной работы ФС.
В диафрагменном нажимном устройстве осуществляется та-
кое нагружение пружины, при котором задается ее перемещение
педалью сцепления через систему рычагов или гидроприводов.
В этом случае непрерывно возрастающая зависимость переме-
щения &Увык МВ от угла поворота неразрезной части пружины
ф является одним из необходимых условий устойчивости пру-
жины. Это условие имеет вид
> 0 при 0 < ф < 1,1фт-п. (4.29)
оф
Вторым необходимым условием устойчивости является нали-
чие однонаправленного силового взаимодействия со стороны МВ
309
на лепестки пружины
РВЫК>(Ф)О при 0<4< l,14min. (4.30)
В условиях (4.29) и (4.30) грипп определяется по формуле
(2.40). Условия (4.29) и (4.30) для разных типов диафрагменных
нажимных устройств после преобразований [31] принимают раз-
личный вид.
Для вдавливаемого типа нажимного устройства:
(4.31)
где
а=
лД [1 — 2 (А/Л7)2]/<Х + Cpwu (2/?! + Л) .
но — гзо
2лАМ* — eow0 (2/?t + h) (u — 4) Q
rio — •гзо + — /?1) (а — 4)
Для вытягиваемого типа нажимного устройства:
(4.32)
2>
(4.33)
где
ЯЛ [1--2 (А//У)2]
а (но — По)2
2лДЛ1*
0.
(4.34)
По — гзо + (Кг + Лз + А) (« — 4)
В условиях (4.31) и (4.33) D — суммарная изгибная
кость лепестков пружины.
Расчеты показали, что для нажимного устройства 380 DB
1500 условие (4.32) выполняется во всем диапазоне изменения
£>1 = 0,8—1 МН/м, что не превышает жесткость лепестков D =
= 3,05 МН/м, т. е. выполняется и условие (4.31). Таким обра-
зом, рассматриваемое нажимное устройство не теряет устойчи-
вость, что подтверждается его испытаниями.
В автобусных гидропередачах устанавливаются диафрагмен-
ные нажимные устройства «вытягиваемого» типа, в которых про-
щелкивания разрезных тарельчатых пружин используется для
переключения режимов работы гидротрансформатора. Расчеты
нажимного устройства, имеющего следующие параметры: а —
= 0,238 рад; /г = 2,7 мм; /7 = 9,98 мм; гк= 187 мм; г30 = 68 мм; 7?i =
= 1,5 мм; 7?2 = 4 мм; 7?3= 1,5 мм; Л = 284 Н/м, — показали, что ус-
ловие (4.34) не выполняется уже при ф = 0,8фпнп, хотя условие
(4.33) удовлетворяется, так как jD2 = 0,238 МН/м, а /5 = 0,851
МН/м.
Проектировочный метод расчета диафрагменных нажимных
устройств в полной мере не может удовлетворять конструкторов,
так как они должны выбрать такие параметры нажимного уст-
жест-
310
ройства, которые при заданных функциональных характеристи-
ках укладываются в различные ограничения.
Разрезная тарельчатая пружина является весьма напряжен-
ным элементом, поэтому кроме ограничений, связанных с габа-
ритными размерами нажимного устройства и значениями сил
на МВ, весьма важными являются уровни напряжений, возника-
ющих в опасных точках (точка А на рис. 2.13) разрезной тарель-
чатой пружины.
Оптимизационный проектировочный расчет был разработан
П. В. Кужелевым в МВТУ им. Н. Э. Баумана. В основу этого
метода расчета были положены формулы (2.36)... (2.47) и
(4.31) ... (4.34). Так как используемые зависимости нелинейны,
для решения поставленной задачи был использован метод сколь-
зящего допуска [51], являющийся одним из численных методов
прямого поиска. Хотя реализация этого метода требует больших
затрат машинного времени, затраты времени на подготовку ис-
ходных данных незначительны, и, более того, в процессе их вы-
полнения погрешности почти исключаются.
Тангенциальные пластины крепления нажимного диска
к кожуху сцепления
Нажимные диски упруго закрепляются к кожуху ФС посред-
ством трех или четырех пакетов тангенциальных пластин, кото-
рые равномерно расположены по окружности (см. рис. 1.5).
Обычно пакет состоит из трех или четырех пластин. Болты и за-
клепки (рис. 4.13, а) крепят пакеты пластин к нажимному диску
и кожуху ФС. Такое крепление на расчетной схеме (рис. 4.13, б)
представляется жесткими заделками. Вся же система закреп-
ления нажимного диска в кожухе является статически неопре-
делимой. После раскрытия статической неопределимости и вы-
Рис. 4.13. Конструкция, схема нагружения и эпюра изгибающих моментов
пакета тангенциальных пластин
311
числения перемещения нажимного диска была получена фор-
мула для расчета осевой жесткости системы крепления
crr=12£Jxn;//i, (4.35)
где Jx — осевой момент инерции сечения одной пластины; п —
число пакетов тангенциальных пластин; i — число пластин в па-
кете; l\ = I— 1,5с? — длина рабочей части пластины (здесь / —
расстояние между заклепкой и болтом; d — диаметр болта); Е —
модуль упругости материала пластин.
На рис. 4.13, б обозначено: Р*нж— доля осевой нагрузки, те-
ряемая разрезной тарельчатой пружиной при осевом смещении
2НЖ на нагружение тангенциальных пластин; F — суммарная тан-
генциальная сила, развиваемая моментом, передаваемым через
нажимной диск,
F — MK[R, (4.36)
где Мк— максимальный крутящий момент, передаваемый на
нажимной диск; R — радиус крепления пакетов тангенциальных
пружин.
Согласно схеме нагружения (рис. 4.13, б) и эпюре изгибаю-
щих моментов (рис. 4.13, в), наибольшие нормальные напря-
жения, возникающие в пластине пакета, могут быть определены
по формуле
max~~ 2inWx "И inWx + inAn ’ ( • )
Здесь Ип— площадь поперечного сечения пластины; Wx— мо-
мент сопротивления сечения одной пластины.
Подставляя зависимости (4.35) и (4.36) в формулу (4.37),
имеем
°tnax
I 6Л4 к^нж |____
/2 i.nRb№ inRbh.
(4.38)
Тангенциальные пакеты пластин ФС фирмы «Валео» 380 DB
1500, передающие момент 7ИК=7ОО Н-м, имеют следующие па-
раметры: /г = 4; 1 = 3; 6 = 25 мм; 6=1 мм; 1\ = 86 мм; d= 10 мм;
7?=178 мм; Е = 2-105 МПа.
В результате расчетов по формуле (4.35) жесткость закреп-
ления нажимного диска стг=0,16 МН/м.
В зависимости от прогибов и моментов, передаваемых через
нажимной диск, напряжения в пластинах пакетов будут различ-
ны. Тангенциальные пластины устанавливаются так, что при
выключенном состоянии ФС они полностью разгружены, следо-
вательно, при этих условиях в них напряжения о=0. Наиболь-
шие прогибы пластин соответствуют состоянию поставки нажим-
ного устройства, т. е. когда нажимное устройство отделено от
312
кожуха. В этом случае Л1к = 0, zh>k = 7,67 мм (см. рис. 4.11, я) и в
соответствии с формулой (4.38) Отах=875 МПа.
Наибольшие напряжения возникают в пластинах у работаю-
щего изношенного ФС. В этом случае 2Нж=Ате+Айтах=4,74 мм
(см. рис. 4.11, а), а сгтах = 912 МПа. Отсюда следует, что танген-
циальные пластины крепления нажимного диска являются весь-
ма нагруженными деталями ФС.
Резьбовые детали механизма выключения
В ФС, где осевое усилие замыкания осуществляется винто-
выми пружинами сжатия, а также в двойных ФС тракторов с
тарельчатыми пружинами, как правило, применяются рычажные
механизмы выключения. В конструкциях, где отвод нажимного
диска производится отжимными болтами (см. рис. 1.4, я), ки-
нематическое соответствие механизма обеспечивается сфериче-
скими опорными поверхностями головки и гайки отжимного
болта. В механизмах, где отжимные рычаги опираются на резь-
бовые вилки (см. рис. 1.4, в), кинематическое соответствие обес-
печено сферической шайбой.
При выключенном ФС на отжимной болт действует растя-
гивающее усилие
P = (PH1K+cuS)/n, (4.39)
а на резьбовую вилку
P = (.P^ + cuS)(u-\-\)/(un). (4.40)
Здесь сп—-суммарная жесткость нажимных пружин; S—-полный
ход нажимного диска; п — число отжимных рычагов; и — переда-
точное число отжимного рычага.
Соответствующее напряжение растяжения в резьбовой части
болта или вилки
Op = 4P/(nrfl), (4.41)
где di — внутренний диаметр резьбы.
В процессе выключения-включения ФС напряжение растяже-
ния изменяется по пульсирующему циклу. Его амплитуда и сред-,
нее значение <тар = crmp = 0,5ор.
За цикл выключение-включение ФС вследствие относитель-
ного скольжения опорных поверхностей в сферических шарни-
рах возникает момент трения, действующий в плоскости качания
отжимного рычага. Он определяется по формуле, предложенной
Г. С. Лившицем,
М _ ZPRf-t f8 (cos2 Qi — cos2 а2) 4-(cos'1 аг ~ cos4 И1)1 (442)
т 16 L sin3 а2 — sin3 oi ] ’
где R — радиус сферы шарнира; fT = 0,15... 0,18—-коэффициент
11—1607
313
Рис. 4.14. Схема сферического шарнира
трения; щ и а2 — углы, показан-
ные на рис. 4.14.
Изгибающий момент в сече-
нии первого рабочего витка резь-
бовой части отжимного болта
или вилки у соответствующего
сферического шарнира 7Ии=7Ит.
Напряжение изгиба аи=
=7HH/(0,ltfj3) изменяется по зна-
копеременному симметричному
циклу. Его амплитуда ааи=Ои и
среднее значение сгти—О-
Под действием центробежной силы на нажимных рычагах
в сечениях резьбовой части отжимного болта и вилки дополни-
тельно возникает напряжение изгиба. Его значение зависит от
конструкции механизма выключения, массы и размещения от-
жимных рычагов, положений, которые они занимают в процессе
управления ФС, расположения центра массы отжимного рыча-
га относительно его оси качения, загрузки и частоты вращения
вала двигателя. Экспериментально установили, что в ФС трак-
торов напряжения изгиба от действия центробежной силы повы-
шают амплитуду напряжений изгиба от момента трения в сфе-
рическом шарнире в резьбовой части отжимного болта и вилки
соответственно в 1,4... 1,9 и 1,15... 1,2 раза.
Амплитуда и среднее напряжение цикла при растяжении в
резьбовых деталях механизма выключения в несколько раз мень-
ше амплитуды напряжения изгиба, что при коэффициенте чув-
ствительности к асимметрии цикла для сталей фо=0,1... 0,2 поз-
воляет пренебречь произведением фосгтр. Тогда запас прочности
по пределу выносливости в расчетном сечении
(4.43)
где сг-1 — предел выносливости при симметричном цикле напря-
жений; /СдЛ — коэффициент долговечности; — эффективный
коэффициент концентрации напряжений в резьбе при растяже-
нии; Кпи=2,6 — эффективный коэффициент концентрации напря-
жений в резьбе при изгибе; Кц—коэффициент, учитывающий
напряжение изгиба от действия центробежной силы; Кц=1,4...
1,9 для отжимного болта, 1,15... 1,2 для резьбовой вилки.
Коэффициент долговечности/<дл = у A'o/A^i, где Аго=Ю7—
база испытаний; NL — суммарное число циклов выключений-
включений механизма за срок службы, Nl~Z4Lm (Z4 — число
включений в час ФС; LM— заданный ресурс механизма).
314
Рис. 4.15. Рычажный механизм вы-
ключения ФС:
1 — нажигиной диск; 2 — серьга; 3 — от-
жимной рычаг; 4 — разрезная резьбовая
втулка с внутренней конусной поверхно-
стью; 5 — отжимная вилка с конусной
поверхностью; 6 — гайка
При переменном режиме
работы NL = ZZtLi. Значение
коэффициента долговечности
ограничено пределами 25s
2? Хдл 1 •
Более надежным является
рычажный механизм выключе-
ния, конструкция которого ис-
ключает возможность изгиба
в резьбовой части деталей
(рис. 4.15). В этом случае за-
пас прочности по пределу вы-
носливости определяется с
учетом асимметрии цикла напряжений
°-Л -1i3...2,5,
(4.44)
«О =--------------:-----
За₽/<ар + °m₽
где сг-ip—предел выносливости образца при растяжении.
Подшипники механизма выключения
В отводке механизма выключения применяются однорядные
радиальные, радиально-упорные и упорные шарикоподшипники.
Последние из-за повышенной чувствительности к действию цент-
робежных сил допускают значительно меньшую частоту вра-
щения. В соответствии с ГОСТ 18855—82 номинальная долго-
вечность шарикоподшипника в часах при постоянной частоте вра-
щения одного из колец [42]
. 106 ( С* \з .сч
71 60 п \ Р )
где п — частота вращения, мин-1; С*-—базовая динамическая
грузоподъемность подшипника, Н; Р — эквивалентная динами-
ческая нагрузка на подшипник, Н.
Базовая динамическая и статическая грузоподъемность каж-
дого типоразмера шарикоподшипников регламентирована [42].
Для нестандартных однорядных радиальных и радиально-упор-
ных шарикоподшипников базовая динамическая Сг и статиче-
кая Сог грузоподъемность определяются по формулам:
Cr=/c(cosa)°-7Z2/3£)^;
Cor=12,3ZDwCosa; (4.46)
315
11*
соответственно для нестандартных упорных шарикоподшипни-
ков
Ca=fczTD^ и Ссв=49гш£)2г, (4.47)
где fc—коэффициент, зависящий от геометрии деталей под-
шипника, точности изготовления и материала [42]; а — номиналь-
ный угол контакта [42]; Zm-—число тел качения; Dw — диаметр
шарика, мм; ф = 0,75... 0,8— коэффициент, учитывающий влия-
ние встроенного в подшипник уплотнения.
Расчетная эквивалентная динамическая радиальная нагруз-
ка на радиальный или радиально-упорный подшипник, нагру-
женный осевой силой,
Pr=FaYK6KmKvx. (4.48)
Для упорного подшипника расчетная эквивалентная динами-
ческая осевая нагрузка
Pa=FaK6K^Kw, (4.49)
где Fa — осевая нагрузка на подшипник, Н; У—коэффициент
осевой нагрузки; Де — коэффициент безопасности [42]; Ктм —
температурный коэффициент [42]; Крж— коэффициент режима.
Осевая нагрузка на подшипник Ра = Рюн.1и, где Рнж — суммар-
ное усилие нажимных пружин при выключении ФС; и — пере-
даточное число рычажного механизма выключения.
Коэффициент осевой нагрузки для радиально-упорных под-
шипников устанавливается по [42] в зависимости от номиналь-
ного угла контакта и отношения FaICOr. У радиальных шарико-
подшипников угол контакта определяется при максимальном осе-
вом смещении колец относительно друг друга и зависит от на-
чального радиального зазора Gr [42]:
а = arccos [ 1 — Ог/2 (гв + гн — Dw)\, (4.50)
где гв и гн — радиусы дорожек качения внутреннего и наружно-
го колец в осевой плоскости подшипника.
Коэффициент осевой нагрузки в этом случае определяется
по данным табл. 4.12 [44].
Следует иметь в виду, что с увеличением начального ради-
ального зазора возрастает угол контакта и соответственно осе-
вая грузоподъемность радиального шарикоподшипника.
При определении коэффициента режима учитывается измене-
ние частоты вращения и нагрузки на подшипник за цикл выклю-
чение-включение ФС. В процессе выключения за время £Вык
частота вращения кольца и осевая нагрузка на подшипник воз-
растают соответственно от нуля до Fa и п\, а за время включе-
ния tM, наоборот, снижаются от указанных значений до нуля.
При выключенном ФС в течение времени ti при частоте враще-
316
Рис. 4.16. Блок нагружения подшипника
выключения
ния И] действует осевая нагрузка
Fa. В предположении линейного за-
кона изменения скорости и нагруз-
ки за время /2 = ^вык + /м средняя ча-
стота вращения «2 = 0,5^ и средняя
осевая нагрузка Fm= (Fmin+
+2Fmax)/3 = 2Fa/3 [44]. Тогда для
двухступенчатого блока нагружения
(рис. 4.16) коэффициент режима
представится в виде
з .....................
(^i ~Ь0, 1 о/2)/( ^г) • (4-51)
4.12. Коэффициент Y для радиальных шарикоподшипников при действии
только осевой нагрузки
а° Параметр осевого нагружений е Y
0...5 0,518(Л1/СОГ)°.2'1 0,44/е
10 0,618 (Га/Сог)0’19 0,54/е
12 0,618 (Га/Сог)0’163 0,55/е
15 0,618 (Гп/Сог)0.12 0,56/е
18 ...20 0,57 1,0
24 ... 26 0,68 0,87
30 0,80 0,76
36 0,95 0,66
Номинальная долговечность данного радиального или ради-
ально-упорного шарикоподшипника, соответствующая 90%-ной
надежности,
то же упорного
106
(4.52)
(4.53)
Требуемый срок службы (в ч) подшипника механизма вык-
лючения
. + . ___ (/t-l-0,5/2) SZKM
=-------------------- ИЛИ —--------------------------
" п 3600
(4.54)
3600
где t\ и t2 в с; Lh — ресурс работы ФС, моточасы; S — пробег
транспортной машины, км; ZKM — среднее число включений ФС на
1 км пробега.
317
Предварительно выбранный подшипник должен удовлетво-
рять условию Время работы и пробег транспортной
машины до выхода из строя подшипника механизма выключе-
ния
I ^-ючСг/РгУ Go-w(cr:pry
(^1 + 0,5<г)-^ч'7! Cl + 0,5/г) 2куП1
(4.55)
Конструирование механизма разведения дисков
двухдискового ФС
Этот механизм обеспечивает чистоту выключения ФС. Его
устройство существенно влияет на работу и долговечность пар
трения, что не всегда учитывается при конструировании. Пока-
жем это на примере механизма разведения дисков ФС дизеля
А-41 (рис. 4.71, а). При включении ФС нажимной диск 7 пере-
мещается в направлении маховика 3, устраняя зазоры между ве-
домым диском 1 и ведущими дисками 5 и 7. При этом первым в
работу вступает и начинает буксовать ведомый диск 1. В процес-
се дальнейшего перемещения нажимного диска выбираются за-
зоры между ведомым диском 2, маховиком и ведущим диском 5,
после чего вступает в работу ведомый диск 2. При выключении ФС
и перемещении нажимного диска от маховика в результате дей-
ствия пружин 4 первым прекращает работу ведомый диск 2, а за-
тем, после касания с упором 6 ведущего диска 5, выключается из
работы ведомый диск 1. В результате фрикционные накладки Бе-
дового диска 1, испытывающие наибольшее силовое и тепловое
нагружение, подвергаются наиболее длительному буксованию.
Более совершенными являются механизмы разведения дис-
ков у ФС дизеля А-01М, трактора Т-150К и автомобилей КамАЗ,
обеспечивающие одинаковое время работы фрикционных накла-
док ВД. Однако такие механизмы рациональны лишь при ус-
Рис. 4.17. Схема механизма разведения дисков ФС для дизеля:
а — А-41; б А-01М
318
ловии равной тепловой и силовой нагруженности пар трения,
которое у ФС, как правило, не выполняется. Поэтому для вырав-
нивания условий работы пар трения механизм разведения дис-
ков должен обеспечить более раннее включение в работу и бо-
лее поздний выход из нее менее нагруженного ВД. Это требо-
вание выполняется механизмом разведения, показанным на рис.
4.17, б. При выключении ФС нажимной диск 5, перемещаясь в
сторону от маховика 1, освобождает ведомый диск 9. После упо-
ра нажимного диска в стопорное кольцо 7 с помощью стержня 6
принудительно отводится ведущий диск 3 и освобождается ве-
домый диск 2. Между поверхностями трения образуются зазо-
ры. В процессе включения ФС первым под действием пружин 8
и 4 вступает в работу ведомый диск 2, а затем — ведомый диск 9.
Аналогичные конструкции механизма разведения дисков при-
меняются фирмой «Аутомотив продакс» (США).
4.3. РАСЧЕТ ПРИВОДА ФРИКЦИОННОГО СЦЕПЛЕНИЯ
Необходимо выбрать такие кинематические параметры при-
вода ФС, которые удовлетворяли бы допустимым нагрузке на
педали [Рп] и ее ходу [Sn] (см. подразд. 1.6). Кроме этих усло-
вий, следует иметь в виду, что зазоры для новых накладок меж-
ду поверхностями трения при полностью выключенном ФС долж-
ны составлять A=Aj = А2 = 0,75... 1,0 мм (см. рис. 2.31, а).
При определении хода zira! нажимного диска, кроме зазоров
А, необходимо учитывать осевую податливость ВД. Отсюда сле-
дует, что перемещение нажимного диска
zHMt=ZA-j- kw, (4.56)
где i—-число пар трения; w — осевая деформация ВД (w =
= 0,15...0,25 мм для жесткого ВД; w=l,0... 1,5 мм для ВД с
осевой податливостью); k — число ВД.
Зазор Ау между концами рычагов ФС и МВ для нового ФС
должен составлять Ау=2 ...4 мм (см. рис. 1.1 и 2.31, а). Этот за-
зор должен обеспечить компенсацию износа фрикционных на-
кладок (при износе накладок зазор уменьшается) в межрегули-
ровочные сроки работы. Исходя из допустимого хода педали
сцепления [Sn], по установленному перемещению нажимного
диска zmK и зазору Ау определяется передаточное отношение
привода ФС.
Рассматривая схемы различных приводов ФС (рис. 4.18), по-
лучим приближенные (без учета наклонов тяг и рычагов) значе-
ния передаточных чисел и хода педали сцепления; передаточное
число механического привода (рис. 4.18, а)
(bjbj (а^ад (4.57)
(обычно цм.пр=30... 45).
319
Рис. 4.18. Схемы механизмов выключения сцепления с приводом:
а — механическим; б — гидравлическим; б — гидравлическим с пневматическим уси-
лителем
Соответствующий полный ход педали
== ^нж^м.пр 'Ь Дпр (^-2/ ^1) (^2' (4.58)
Передаточное число гидравлического привода (рис. 4.18, б).
«г.пр=(c2/Ci) (&А) (a2/ai) (Ш)2 • (4.59)
Соответствующий полный ход педали
Д, = гнжиг.вр + ДУ (c2,ICi) (b2/bi) (d2/dj2. (4.60)
Установив, что в результате расчетов Sn^[Sn], определяют
максимальные усилия на педали ФС
^пшах тах/(^ир^нр)>
где i]пр — КПД привода (для механического привода г]м.пр = 0,5...
0,8; для гидравлического привода т]г.цр = 0,8 ... 0,9).
Если Рптах>[Л1], то выбирают параметры усилителя, необ-
ходимого для установки в приводе ФС.
320
На рис. 4.18, в приведена схема привода ФС с гидропневмо-
усилителем (см. рис. 1.40), предназначенного для уменьшения
усилия на педали ФС, передаваемого на вилку через гидропри-
вод: оно не должно превышать допустимое [Рп]=147 Н. Учиты-
вая, что водитель должен быть способен выключать ФС и при
неработающей пневмосистеме, кинематика привода сохраняется
та же, что и на схеме рис. 4.18, б.
Определим диаметр поршня пневмоусилителя. Общее макси-
мальное усилие, развиваемое на штоке гидропневмоусилителя,
р
р _______________________ гнжтах
штах“ 02/61) (а2/«!)^с ’
где т]с —КПД механизма ФС.
Допустимое усилие, передаваемое на шток через гидросис-
тему,
1Л1=1ЛЖМ)(<Ш)2-
Максимальное усилие, развиваемое в цилиндре пневмоуси-
лителя и передаваемое на шток,
^цтах = ^штах-1^1-^303, (4.61)
где Рвоз — максимальное усилие, развиваемое пружиной возвра-
та (см. рис. 1.40).
Диаметр цилиндра пневмоусилителя
d^V ^max(0,785^, (4.62)
где рр — давление в ресивере {46].
4.4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ
В подразд. 4.1 приведены подходы к выбору основных пара-
метров автомобильных и тракторных ФС, обеспечивающих ос-
новные функциональные качества ФС и определенный уровень
их долговечности. Эти методы расчета не учитывают все осо-
бенности динамического характера нагружения деталей ФС и
трансмиссии машины в процессе включения ФС. Широкое внед-
рение вычислительной техники в инженерную практику позво-
ляет на основе развитых динамических моделей (например, рис.
2.31) путем математического моделирования на ЭВМ учитывать
взаимосвязь динамических, фрикционных и тепловых процес-
сов, происходящих в ФС, с динамическими процессами в дви-
гателе, трансмиссии, движителе, системах подрессоривания и
внешнего нагружения машин.
Основной целью динамического расчета является определе-
ние силовой и тепловой нагруженности поверхностей трения при
включении ФС и, следовательно, корректировка ранее выбран-
ных (см. подразд. 4.1) параметров ФС. Результаты расчета поз-
321
воляют оценивать функциональные качества ФС; минимизировать
силовую и тепловую нагруженность поверхностей трения и тем
самым повысить долговечность деталей ФС и трансмиссии ма-
шин на стадии проектирования и доводки конструкции. Кроме
того, динамический метод расчета дает возможность оценить
долговечность пар трения ФС на стадии проектирования и до-
водки конструкции.
Согласно материалам, изложенным в подразд. 2.5 и 2.6, ди-
намический расчет ФС должен состоять из следующих основных
этапов:
1) выбор динамической модели двигателя, ФС и других эле-
ментов трансмиссии, движителя и системы подрессоривания ма-
шины;
2) математическое описание динамической модели;
3) частотный анализ динамической модели;
4) получение эквивалентной модели минимальной сложно-
сти;
5) разработка алгоритмов и программ для решения на ЭВМ
поставленной задачи;
6) идентификация модели;
7) корректировка параметров сцепления и трансмиссии с
целью минимизации их силовой нагруженности;
8) оценка тепловой нагруженности пар трения ФС;
9) оценка износостойкости пар трения.
Рассмотрим подробнее каждый из отмеченных этапов.
1. Динамическая модель ФС и связанных с ним узлов и
деталей машин выбирается исходя из анализа конструктивных
схем и упругоинерционных параметров машины. При этом учи-
тываются:
фрикционные связи продольных колебаний дисков ФС и его
привода с угловыми колебаниями дисков ФС и силовой пере-
дачи;
кинематическая связь угловых колебаний силовой передачи
с вертикальными и угловыми колебаниями корпуса машины. Та-
кая модель для однодискового тракторного ФС была показана
на рис. 2.31.
Определение упругоинерционных параметров двигателя ФС
и его привода, трансмиссии, двигателя и системы подрессорива-
ния машин осуществляется по чертежным и экспериментальным
данным. При этом предполагается, что валы обладают только
упругими свойствами, т. е. их инерционными характеристиками
можно пренебречь; вращающиеся детали двигателя, ФС, ко-
робки передач, бортовых передач, диски колес, звездочки гусе-
ниц и другие являются абсолютно жесткими дисками, т. е. мож-
но учитывать только их инерционные характеристики.
2. Математическое описание динамической модели есть ма-
тематическая модель процесса включения ФС. Они содержат
322
дифференциальные уравнения, описывающие: движение ФС и
его привода, двигателя, трансмиссии, движителя и системы под-
рессоривания; фрикционное взаимодействие поверхностей тре-
ния; теплообразование на поверхностях трения; действие води-
теля на педаль ФС; скоростную характеристику двигателя; со-
противление движению машины и различных прицепных и навес-
ных устройств.
Дифференциальные уравнения движения системы двигатель —
ФС и его привод — трансмиссия — движитель — система подрес-
соривания машины имеют переменную структуру, определя-
емую особенностями фрикционных узлов машины (см. подразд.
2.5 и [37]). Для управления этой структурой используются функ-
ции Ь,, подчиняющиеся определенным условиям.
Дифференциальные уравнения динамической модели разде-
ляются на две подсистемы, описывающие: продольные колеба-
ния дисков ФС и его привода; угловые колебания дисков ФС,
трансмиссии, движителя и связаной с ними системы подрессо-
ривания корпуса машины. Для рассмотренной в подразд. 2.5 мо-
дели (см. рис. 2.31) первую подсистему представляли уравне-
ния (2.5); вторую—уравнения (2.61) ... (2.65), (2.76), (2.81),
(2.82), (2.87) ... (2.89).
Фрикционное взаимодействие между продольными и крутиль-
ными колебаниями дисков ФС осуществляется моментами тре-
ния, развивающимися на контакте дисков ФС, и силами трения,
возникающими как на шлицах вала ФС, так и на направляющих
шпонках нажимного диска. Эти моменты и силы были представ-
лены зависимостями (2.72) ... (2.77).
Коэффициенты трения fT, входящие в формулы (2.72) и (2.73),
связывают предельные моменты трения с нормальными силами
на контакте дисков ФС. Они определяются из сопоставления
результатов испытаний образцов фрикционных пар на машине
трения и сцепления в сборе на натурном стенде [см. формулу
(2.103)]. Коэффициент трения /°т, полученный на машине трения,
представлен формулами: (2.32)—для пары трения материал
шифра 56+СЧ 20 и (2.34) — для F 202ф-СЧ 20.
Температура на поверхностях трения, входящая в зависимос-
ти (2.32) и (2.34), подсчитывается в процессе буксования по фор-
мулам (2.104) ... (2.106).
Имитирующее воздействие ноги водителя на педаль сцепления
задается либо силовой функцией Pn=fi(t), либо позиционной
Znpi — fztt)- Эти функции характеризуют темп включения ФС, ко-
торый зависит как от объективных, так и субъективных причин.
Темп включения ФС может изменяться от весьма плавного вклю-
чения с продолжительным буксованием до весьма резкого вклю-
чения, при котором человек резко сбрасывает ногу с педали,
смещая ее в сторону. Последний режим называется «броском»
ФС.
323
Доля того или иного темпа включения в пределах всего ре-
сурса ФС определяется из статистических данных.
Модели, описывающие внешние скоростные характеристики
двигателей, учитывают угловую скорость коленчатого вала дви-
гателя, положение органа, регулирующего подачу топлива или
горючей смеси, и тепловое состояние двигателя (см. подразд.
2.1). Они описываются различными функциями.
Модели, описывающие сопротивление Рс и Ркр движению ма-
шин и различных навесных и прицепных устройств, описывают-
ся в работах [11, 26, 33, 48 и др.].
3. Частотный анализ динамической модели позволяет выя-
вить ее собственные свойства (см. подразд. 2.5). Для этого за-
писываются линеаризованные уравнения свободных колебаний
без учета диссипации энергии для подсистем, воспроизводящих
как продольные колебания дисков ФС, так и угловые колебания
трансмиссии, связанные с колебаниями системы подрессорива-
ния машины. В матричной форме эти уравнения имеют вид
Му-^С~у=О, (4.63)
где М— матрица инерционных параметров системы; С — мат-
рица жесткостей; у — вектор обобщенных координат системы.
Динамические свойства механических систем оцениваются
собственными частотами и формами колебаний (см. под-
разд. 2.5).
Для получения одной из рациональных форм записи частот-
ного уравнения введем замену [10]
= (464)
После подстановки (4.64) в (4.63) имеем
(4.65)
Решение уравнения (4.65) ищется в форме
z=20sin
где р — собственная частота колебаний системы; g— фаза.
Для определения р и z0 решается векторное уравнение
(М~1/2СМ~Ч2 — р2Е) zo=O. (4.66)
Уравнение (4.66) имеет ненулевые решения при
|Д-Х£|=0 (4.67)
где A=M~l/2CM~l/2; Е — единичная матрица; Х = р2.
Решение уравнения относится к алгебраической задаче о соб-
ственных значениях и наиболее эффективно осуществляется ме-
тодами В. Гивенса и А. С. Хаусхолдера. Эти методы основаны
на приведении исходной матрицы путем ортогональных подоб-
324
ных преобразований к специальному простому виду — симмет-
рической трехдиагональной матрице. В работе [10] приведены
алгоритм и программа расчета собственных частот, составлен-
ные на основании этих преобразований.
Используя программу расчетов собственных частот, в осно-
ву которой положено решение уравнения (4.67), подсчитывают
на ЭВМ отдельно собственные частоты колебаний двух исследу-
емых подсистем:
Pt' — продольных колебаний дисков ФС после их замыкания.
Здесь при линеаризации нелинейных упругих характеристик
фрикционных накладок их осевая жесткость определяется как
тангенс угла наклона в точках характеристики, соответствующих
уровням статического нагружения при включенном ФС;
р(.п — угловых колебаний трансмиссии и связанных с ними
колебаний системы подрессоривания машины (в рассматрива-
емой динамической модели одним из элементов является момент
инерции, объединяющий вращающие массы двигателя и ФС).
Так как одним из возбудителей колебаний в трансмиссии и
системе подрессоривания машины является периодически меня-
ющийся момент трения в ФС, предельное значение которого оп-
ределяется продольными колебаниями дисков ФС, то сопостав-
ление спектров собственных частот продольных и угловых коле-
баний системы позволяет оценивать связность (совместимость)
этих подсистем в общей динамической модели.
4. Эквивалентной математической моделью называется сис-
тема, имеющая спектр собственных частот, необходимый и до-
статочный для расчета без искажения колебаний исходной ма-
шины. Необходимым условием эквивалентности является равен-
ство динамических реакций на расчетный вид воздействия в обе-
их системах.
Исходя из отмеченных условий система будет эквивалентной
для воздействий, ограниченных сверху полосой частот
<сотах, где го — частота воздействий на систему; Ютах — наивыс-
шая частота, которая определяет максимальную частоту собст-
венных колебаний эквивалентной системы.
Метод упрощения систем со многими степенями свободы до
уровня эквивалентных [3] основан на разбиении исходной систе-
мы на парциальные подсистемы, каждая из которых имеет одну
степень свободы; подсчете парциальных частот рПц’, сравнении их
с наивысшей граничной частотой <отах и последующем перерас-
пределении параметров тех из парциальных подсистем, для кото-
рых Рпц^йтах. Часть общей математической модели, описанная
дифференциальными уравнениями, имеющими переменную струк-
туру, не подлежит упрощению. Упростить можно только ту
часть математической модели, которая описывает угловые ко-
лебания трансмиссии, так как ее построение обычно осуществля-
ется формальнр, исходя из рассмотрения кинематических схем
325
коробок передач, дифференциалов и бортовых передач машины.
Условием, обеспечивающим сохранение необходимых форм
колебаний динамической модели, является
(О)тах/Лц)2<0,5. (4.68)
Так как продольные колебания дисков являются одной из
причин возбуждения колебаний в трансмиссии и системе подрес-
соривания машин, то
где р1 — высшая собственная частота, на которой осуществляют-
ся продольные колебания дисков ФС (обычно p' = pi').
5. В основу разработки алгоритма и программы решения на
ЭВМ уравнений, описывающих динамические процессы в полу-
ченной эквивалентной модели, было положено численное инте-
грирование дифференциальных уравнений движения с исполь-
зованием условий перехода с одного этапа движения на другой,
определяемых функциями б£. При этом особое внимание уделя-
ется шагу интегрирования и точности перехода с одного этапа
на другой [13]. Таким образом осуществляется численное моде-
лирование процесса включения ФС.
6. Идентификация расчетной модели осуществляется на ста-
дии доводки опытной конструкции. В этом случае проводится
идентификация расчетной модели и объекта как по частотам,
так и по амплитудам колебаний. Для этого корректируются жест-
костные и диссипационные параметры динамической модели.
7. Корректировка параметров должна быть направлена на сни-
жение силовой нагруженности ФС и трансмиссии. Обычно она
осуществляется однофакторным численным экспериментом, т. е.
в результате варьирования одного из параметров динамической
модели при сохранении остальных параметров неизменными (но-
минальными). При этом отыскиваются наиболее благоприятные
условия работы ФС. Например, осуществляется варьирование
параметров, определяющих продольные колебания дисков ФС и
его привода. В результате такой операции добиваются обеспече-
ния изменения нормальных нагрузок на поверхностях трения по
апериодическому закону и равномерной загрузки поверхностей
трения.
Следует заметить, что на процесс формирования нормальных
нагрузок на поверхностях трения наибольшее влияние оказыва-
ют закон изменения перемещений педали сцепления, нелинейные
упругие характеристики ВД сцепления [в.к и диссипационные ко-
эффициенты Йв.к.
При буксовании сцепления могут возникнуть фрикционные
автоколебания. Условия их возникновения определяются спосо-
бами закрепления нажимного и промежуточных дисков, упруго-
инерционными параметрами трансмиссии и характеристиками
326
трения, которые представляются зависимостями (2.32) и (2.34).
Варьируя отмеченными параметрами, в процессе математическо-
го моделирования необходимо подобрать такие их значения, ко-
торые исключают возможность возникновения фрикционных ав-
токолебаний.
Варьирование динамическими параметрами трансмиссии и
системы подрессоривания машины весьма ограничено, но сле-
дует иметь в виду, что динамические моменты, возникающие как
в ФС, так и в трансмиссии, будут меньше при снижении угловой
жесткости трансмиссии.
Функционирование ФС оценивается моделированием динами-
ческих процессов при заданных темпах и характерах включения
ФС, режимах работы двигателя и нагрузках, вызываемых при-
цепными и навесными устройствами.
Исключение режимов работы ФС с повышенной вибрацией
сводится к устранению таких условий, при которых не обеспечи-
вается динамическая совместимость: подсистемы, определяющей
продольные движения дисков ФС и его привода; подсистемы вос-
производящей крутильные колебания трансмиссии и системы под-
рессоривания машины как между собой, так и с фрикционными
характеристиками пар трения. При этих условиях должны быть
исключены как вынужденные колебания, генерируемые продоль-
ными колебаниями дисков ФС, так и фрикционные автоколеба-
ния.
8. Тепловая нагруженность пар трения оценивается по тем-
пературе нагревания поверхностей трения, которая подсчиты-
вается по формулам (2.104) ... (2.106), либо при моделировании
динамических процессов, либо по результатам моделирования.
Тепловой режим ФС ограничивается предельно допустимыми
температурами. Так, для ФАПМ они регламентируются ГОСТ
1786—80*.
9. Долговечность пар трения ФС оценивается ресурсом, ко-
торый подсчитывается по формуле
I / « \
7р=[Л/г] / 2 zikA!h , (4.69)
/ 'z-i J
где [A/i] — допустимый износ фрикционных накладок; h— число
включений ФС за 1 ч работы или на 1 км пробега на i-м режи-
ме включения; Дй,-—износ фрикционной накладки за одно вклю-
чение на i-м режиме работы ФС, подсчитываемый по формуле
(2.107); ki— отношение времени работы ФС на i-м режиме к об-
щему времени работы ФС; п— число режимов..
При расчете ресурса ФС под режимом его работы понимает-
ся включение ФС при заданном темпе и внешних заданных на-
грузках. Ресурс, подсчитываемый по формуле (4.69), имеет раз-
327
мерность моточасов либо километров пробега в зависимости
от Z;.
Отметим, что разработанный метод динамического расчета
ФС является основой для создания расчетного модуля САПР
ФС транспортных и тяговых машин.
4.5. РАСЧЕТ УПРУГОФРИКЦИОННОГО ДЕМПФЕРА
Исходя из анализа особенностей работы упругофрикционно-
го демпфера, изложенного в подразд. 2.4, можно предложить
следующий порядок его расчета на стадии проектирования и до-
водки опытной конструкции.
1. Определение гармонических моментов от газовых и инер-
ционных сил, действующих на шейки коленчатого вала (см. под-
разд. 2.1), и их частотного спектра в пределах рабочей часто-
ты вращения коленчатого вала двигателя.
2. Определение инерционных и жесткостных параметров
трансмиссии машины.
3. Выбор расчетной динамической модели трансмиссии ма-
шины.
4. Составление уравнений движения расчетной модели транс-
миссии.
5. Определение собственных частот динамической модели
на всех передачах движения машины.
6. Упрощение расчетной динамической модели на всех пере-
дачах машины.
7. Составление уравнений движения упрощенной расчетной
динамической модели с учетом особенностей упругофрикционной
характеристики демпфера и с членами, характеризующими дис-
сипацию энергии в узлах силовой передачи.
8. Нахождение собственных частот и формы упрощенной мо-
дели на всех передачах движения машины.
9. Установление возможности появления резонансных режи-
мов в рабочем диапазоне угловых скоростей коленчатого вала
двигателя на всех передачах исходя из сопоставления спектров
собственных частот колебаний динамической системы с частота-
ми возмущающих воздействий.
10. Частотная идентификация расчетной динамической моде-
ли (этот пункт выполняется при доводке опытной конструкции
машины).
11. Определение жесткости упругих элементов демпферов
С12 (для ОДНОДИСКОВОГО ФС С12 = Сдм; для двухдискового — С12 =
= 2сдм) исходя из анализа влияния жесткости Ci2 на изменение
спектра собственных частот системы. Если введением упругого
элемента с жесткостью с12 не удается вывести резонансные ре-
жимы из рабочего диапазона угловых скоростей со вала ДВС, то
328
стремятся выбирать такие значения сщ, при которых возможные
резонансные режимы (т. е. при с12 и с12->оо) равномерно разби-
вают указанный диапазон <о.
12. Расчет методом комплексных амплитуд амплитудно-час-
тотных характеристик упругих моментов на валу ФС и на полу-
оси от воздействия главных гармонических моментов газовых и
инерционных сил в рабочем диапазоне угловых скоростей вала
ДВС при Сдм, полученном в п. 11, и при сям-*оо. Для этих рас-
четов принимаются приведенные коэффициенты линейного тре-
ния bij = bi= 1,5 ... 6,5 Н-м-с/рад (при проектировочных расчетах)
или значения Ьц и Ь,, полученные в результате амплитудно-час-
тотной идентификации (при доводке опытной конструкции ма-
шины).
13. Выбор методом численного моделирования на ЭВМ мо-
мента трения Л1т.дМ исходя из условия минимума амплитуд упру-
гого момента на валу ФС на всех резонансных режимах для дви-
жения машины на всех передачах (см. подразд. 2.4).
14. Выбор момента предварительного натяга пружин ЛГП. Вы-
бирается минимальным, чтобы обеспечить отсутствие зазоров
между пружинами и опорными пластинами крепления пружин
в окнах ведомых дисков и ступицы в пределах всего срока экс-
плуатации ведомого диска ФС.
15. Определение момента выключения из работы пружин
демпфера Л4вык; выбирается таким, чтобы на стационарных ре-
жимах движения машины на всех передачах не было ударов
элементов демпфера об упоры.
16. Определение размеров витых цилиндрических пружин и
радиусов их расположения в ведомом диске ФС исходя из при-
нятых значений параметров сдм, Л4т.Ям, ЛТВык, Мп. Они должны
обеспечивать заданную долговечность упругого элемента демп-
фера,
Ведомые диски с демпферами после изготовления проходят
функциональные испытания и испытания на долговечность (см.
подразд. 3.4). Уточнение параметров демпфера проводится на
стадии доводки опытной конструкции и на стадии выпуска уста-
новочной партии машин.
Рассмотрим в качестве примера использования изложенной методики
выбор параметров упругофрикционного демпфера для снижения уровней
крутильных колебаний в трансмиссии трактора Т-150.
Так как двигатель СМД-60 на установившихся режимах работы не вы-
зывает колебания остова трактора Т-150, расчетную динамическую модель
трансмиссии можно преобразовать к цепной динамической модели, пред-
ставленной на рис. 4.19, а. Здесь Jj, Z2,..., Ju — приведенные моменты инер-
ции вращающихся и поступательно движущихся масс, a Ci2, с23, Сюп —
жесткости упругих элементов силовой передачи, приведенные к углу пово-
рота коленчатого вала ДВС.
Ниже даны инерционные и жесткостиые параметры расчетной преобра-
зованной динамической схемы для трактора, движущегося на второй пере-
даче.
329
Рис. 4.19. Цепные динамические модели трансмиссии трактора Т-150:
а — преобразованная; б — упрощенная; I —- Двигатель со сцеплением; II — коробка
передач; III — тормозные барабаны; IV — главные передачи; V — бортовые переда-
чи; VI — трактор
Момент инерции, кг-м2:
Л...........................4,04
7г . .................0,1
73....................... 0,17
Л..........................0,01837
75.........................0,01837
Je........................0,268
7,........................0,1023
7е........................ 0,03485
Л.........................0,0167
Ле.........................0.01464
7П........................ 0,8958
Жесткость, МН-м/рад:
С12...................... . 0,02
с23 ...................... 0,456
с34 ...................... 0,095
с45........................0,1566
Две.......................0,085
с67 ...................... 0,1576
с78 . 0,0273
св9........................0,1515
c9J0 .................... 0,0028
Сюн.......................0,07
С помощью метода последовательного преобразования парциальных си-
стем [3] динамическая модель (рис. 4.19, с) была упрощена (рис. 4.19, б).
Ниже даны инерционные и жесткостные параметры расчетной упрощенной
динамической схемы
Момент инерции, кг-м2:
7< ...............
h...................
h...................
h...................
75 • • ... •••»••
Л...................
7?..................
4,02
0,1
0,208
0,286
0,102
0,0518
0,91
Жесткость, МН-м/рад:
ci2........................0,02
с23 ...................... 0,371
с34 ...................... 0,0349
с45.......................0,158
Cg6 .............. 0,0273
с67 ...................... 0,00 27
330
Рис. 4.20. Кривые, характеризующие за-
висимость собственных частот системы
от жесткости демпфера
При упрощении ПРИНЯТО Wmax =
= 2000 рад/с. Собственные частоты пре-
образованной и упрощенной динамиче-
ских систем приведены в табл. 4.13.
Определение параметров гармони-
ческих воздействий двигателя СМД-60
было описано в подразд. 2.1. Из рассмот-
рения его данных и табл. 4.13 следует,
что в рабочем диапазоне угловых скоро-
стей вала двигателя СЙД-60 главные
гармонические моменты с номерами v =
= 1,5 и v = 3,0 могут вызвать резонансные
режимы на собственной частоте р2=
=293 рад/с, а с номером v = 4,5 — на час-
тоте рз = 768,8 рад/с.
Как следует из табл. 4.13, погрешно-
сти в значениях р2 и р3 для преобразо-
ванной и упрощенной моделей весьма
незначительны, поэтому упрощенная и
преобразованная модели эквивалентны.
Чтобы выявить зависимость спектра собственных частот системы (рис.
4.19, б) от суммарной жесткости двух демпферов сц = 2слм (на тракторе
Т-150 установлено двухдисковое ФС), осуществлялось варьирование жест-
кости упругих элементов демпферов в пределах с12 = (3 ... 80)Н-м/рад. На
рис. 4.20 представлены кривые зависимости первых трех частот собственных
колебаний системы от жесткости упругих элементов pi = f(ci2). Штрихо-
вые кривые соответствуют зависимостям частот собственных колебаний
различных форм от жесткости упругих элементов, а сплошные — таким же
зависимостям при отсутствии демпфера в ФС (с12->о°)
4.13. Собственные частоты преобразованной
и упрощенной динамических систем, рад/с
Из рис. 4.20 следует, что изменение жесткости с12 существенно меняет
частоты р2 и рз, соответствующие второй и третьей форме колебаний систе-
мы, и практически не оказывает влияния на частоту pt.
Рассматриваемая динамическая модель (рис. 4.19, б) в рабочем диа-
пазоне угловых скоростей коленчатого вала двигателя на частоте р2 резони-
рует с гармоническими моментами двигателя v=l,5 и 3,0 и не резонирует
с частотами pi и рз- Следовательно, уменьшение жесткости упругого элемен-
та демпфера может сдвинуть резонансные режимы в область низких значе-
ний частоты вращения коленчатого вала двигателя, но при этом полностью
не удается вывести резонансные режимы из области рабочих частот враще-
ния коленчатого вала двигателя.
331
7 6 9 10 11
1 Z J у 5
p, =53,1 рай/с
р, =59,3 рай[t
Рабочий диапазон угловых
Рис. 4.21. Собственные формы коле-
баний
Выберем С12 из условия более или ме-
нее равномерного распределения резонанс-
ных режимов по интервалу рабочих угло-
вых скоростей коленчатого вала. Угловые
скорости, при которых имеют место резо-
нансные режимы, при Сдм-^-00, равны: o)i =
=р2“/3 и С02=Р2“/1,5, где р2“ — собствен-
ная частота системы при cs„->-oo.
При введении упругого элемента сдм
эти режимы будут соответствовать следую-
щим угловым скоростям коленчатого вала:
О4*=рг/3 и И2*=р2/1,5 В рабочем диапа-
зоне угловых скоростей эти резонансные
режимы разместятся следующим образом:
0)1* < coi <- 0)2* <Z 0)2.
Для обеспечения равномерного распо-
ложения резонансных режимов в указанном
диапазоне угловых скоростей необходимо
и£*= (o)i+o)2)/2 или, учитывая приведен-
3
ные выше соотношения, р2 = ~ргс°\ так
как р2“ = 293,0 рад/с, то р2=219,8 рад/с.
По рис. 4.20 находим, что этому значе-
нию соответствует с12=36 кН-м/рад, т. е.
сд„ = 18 кН-м/рад.
скоростей коленчатого вала двигателя о)=
=70... 225 рад/с. Учитывая, что двигатель СМД-60 большую часть времени
работает в диапазоне ы= 140... 220 рад/с (сплошные линии на рис. 4.22),
резонансные режимы, вызванные гармоническим моментом с номером v = l,5,
было целесообразно вывести из этого диапазона. Поэтому принято значение
Ci2=30 кН-м/рад, а не Ci2 = 36 кН-м/рад.
В табл. 4.14 представлены значения частот свободных колебаний систе-
мы, полученные при принятом значении сдм=15 кН-м/рад и сдм—>-оо.
4.14. Расчетные значения низких частот свободных колебаний системы,
рад/с
Трансмиссия Р1 Рз Рз
Без упругих элементов в демпфере С упругими элементами в демпфере 54,3 293,0 768,8 53,1 198,0 525,3
Соответствующие этим частотам формы колебаний представлены на рис.
4.21. Из этого рисунка следует, что при изменении жесткости с12 первая
форма колебаний (p==pi) слабо меняется, в то время как вторая (р — рг)
и третья (р=рз) формы меняются существенно. Наличие значительных от-
носительных колебаний масс с моментами инерции Л и /2 позволяет эффек-
тивно использовать упругофрикционный демпфер для снижения крутильных
колебаний трансмиссии на этих формах колебаний.
Выбор параметров демпфера для трактора Т-150 велся на стадии до-
водки опытной конструкции. Поэтому приведенные коэффициенты линейного
трения bi и Ьц были выбраны bi = Ьц = 3,4 Н-м-с/рад, исходя из амплитуд-
332
Рис. 4.22. Амплитудно-час-
тотные характеристики
трансмиссии трактора при
возбуждении ее моногар-
моническими моментами
Alt (/)= Adi 1Е (о>)sin 1,5 и
Mtft) =Afs,o(w)sin 3
результатами испытаний трактора
Ьц была рассчитана амплитудно-ча-
с
и
но-частотной идентифика-
ции. Проводилось сопостав-
ление амплитудно-частотной
характеристики упругого
момента AM на валу сцеп-
ления при С12-^-оо (сплош-
ные линии на рис. 4.23),
рассчитанных методом комп-
лексных амплитуд при одио-
частотном возбуждении мо-
ментами Л41 (/) =Afii6(w)X
Xsin 1,5со£ и Л41(/) =Л43,о(со) sin Зо)1,
Т-150 [18]. При этих же значениях 6,
стотная характеристика ДМ для с12=30 кН-м/рад, которая изображена на
рис. 4.22 штриховой линией.
Из рис. 4.22 следует, что при выбранном значении жесткости упругого
элемента демпфера резонансные режимы сдвинулись в область более низких
угловых скоростей коленчатого вала двигателя, а резонансный режим v =
= 1,5 (ci2 = 30 кН-м/рад) расположился так, что точки пересечения А и В
штриховой кривой со
ниям AM. Резонансный
область низших частот,
сплошными соответствуют минимальным значе-
режим v = 3,0 (ci2 = 30 кН-м/рад) так сместился в
что вышел за пределы рабочих угловых скоростей
коленчатого вала.
Суммарный момент трения Л1Т.ДМ в двух демпферах трактора Т-150 оп-
ределялся методом, аналогичным рассмотренному ранее в подразд. 2.4, т. е.
численным решением на ЭВМ систем уравнений, подобных уравнениям (2.49),
(2.51) и (2.52). Переход от решения уравнений, описывающих движение на
одном этапе, к другому осуществлялся на основании условий (2.50) и (2.53).
В результате вырьирования значением Л1т.Дм на резонансных режимах
со=93 рад/с, со=132 рад/с и со =195 рад/с были получены кривые
| АЛТ|тах=)(М-,.дм) (аналогичные на рис. 2.26). Учитывая, что трансмиссия
трактора Т-150 большую часть времени работает в области, где со =
= 195 рад/с, было несколько нарушено условие оптимизации Мт.дм opt, пред-
ложенное в подразд. 2.4. При жесткости пружин демпфера сдм= 15 кН-м/
рад было принято значение
момента трения в одном
демпфере Мг.дм=60...
70 Н-м (см. рис. 4.23),
обеспечивающее некоторое
снижение амплитуд AM на
высокочастотном резонанс-
ном режиме при со =
Рис. 4.23. Амплитудно-час-
тотные характеристики мо-
мента на валу ФС при раз-
личных моментах трения в
демпфере и при полигар-
моническом возбуждении
трансмиссии трактора
333
= 195 рад/с за счет увеличения ЛЛ/ на низкочастотном резонансном режиме
при со = 132 рад/с.
Исходя из условия беззазорного удержания пружин в демпфере было
выбрано Л4п = 20 Н-м. Значение Л4ВЫк=1200 Н-м обеспечило отсутствие уда-
ров об упоры демпфера на стационарных режимах эксплуатации трактора.
4.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПАР ТРЕНИЯ
Опытные образцы ФС подвергаются разносторонним испыта-
ниям, прежде всего на стендах, с целью определения рабочих ха-
рактеристик всех механизмов и узлов, в том числе и износных
свойств ПТ, так как именно ПТ определяет чаще всего общий срок
службы ФС. Используя результаты этих испытаний, гипотезу ли-
нейного суммирования относительных повреждений деталей, ра-
ботающих при различных уровнях и нагрузках, и гипотезу про-
порциональной зависимости износа и совершенной работы в дан-
ном температурном режиме, получили следующее уравнение для
определения срока службы накладок автотракторных ФС [53]:
где — толщина накладок ведомого диска, предназначенная для
износа; обычно она равна расстоянию от поверхности трения до
головки заклепки, умноженному на два, мм; L'T, I — суммарная
работа буксования и линейный износ накладок за программу ис-
пытаний на стенде, соответственно Дж и мм; 2ДТ — работа бук-
сования сцепления в определенных условиях эксплуатации за
1000 километров или моточасов, Дж.
Для определения Lh в смешанных условиях эксплуатации в
это уравнение вводится коэффициент распределения пробега Ж,
значения которого представлены в табл. 2.18. После преобразо-
ваний получаем [76]
Lh^hil2 + (4-70)
\ Ji h j.i !
Для ФС легковых автомобилей обычно ftImln = 0,32 мм, для
ФС грузовых автомобилей и тракторов ftimin = 0,4 мм и, реже,
йцп1п=0,5 ... 0,8 мм. Очевидно, что увеличение полезной толщины
hi ведет к пропорциональному увеличению срока службы ПТ. Ин-
дексами при Ж обозначены определенные условия эксплуатации
(ЗАШ, ОГ и т. д. — см. табл. 2.18). Сумма Жц 2.п=1- Поэтому
в (4.70) Жц 2,.... п представляется в долях от единицы.
Износостойкость ПТ определяется по формуле
после проведения стендовых испытаний в двух температурных
диапазонах Оу, которые обоснованы в подразд. 2.10:
334
Ov= 120°С для эксплуатации в АС, легких условиях и в усло-
виях пригородного шоссе (/i);
Фу=200°С для остальных условий эксплуатации (/2).
Результаты определения Lh будут точнее при использовании
зависимости j=f(r&v). При отсутствии таких данных целесооб-
разно использовать значения j из ГОСТ 1786—80*, определен-
ных при Av = 200'JC. В этом случае в формуле /=/1=/2= ... — jn.
Для соответствующих условий эксплуатации аг находится из
графиков. Одинаковый результат (при известном ог3аш) получа-
ется, если определять а22,з,..., п из ряда нагруженности, приве-
денного в подразд. 2.10.
В качестве примера определим долговечность ПТ ФС автомобиля «Моск-
вич-2140» с накладками 321-24; автомобиль предполагается использовать в ка-
честве такси.
1. Из чертежа ведомого диска в сборе находим, что полезная толщина
двух накладок /?1 = 0,32 см.
2. Из табл. 2.18 определяем
Ж1=02; Ж2 = 0,35; Ж3 = 0,4; Ж4 = 0,05.
3. Из рис. 2.71 имеет (для 1985 г.)
а21=3,7; az3 = 60.
Из ряда нагруженности при az<=3,7 находим
0^2=11,8; az4—13,7.
4. Экспериментально получено:
/1 (для эксплуатации в легких условиях и в условиях пригородного шос-
се) равно 35,5-106 Дж/(см2-мм).
/2 (для эксплуатации в условиях горных дорог повышенной трудности
и областного города) равно 23,5-106 Дж/(см2-мм).
5. Подставляя эти данные в (4.70), вычисляем £л=200 ООО км.
При решении этого примера с нспользованнем данных ГОСТ 1786—80*
применяется следующий порядок расчета.
1. Из ГОСТ 1786—80* находим /т1п=3-106 Дж/(см2-мм). Тогда выра-
жение (4.70) примет вид
где Ж=1.
2. Подставляя полученные данные в (4.71), находим:
для легких условий
Lh= 160 000 км;
на ПШ
L-n — 40 600 км;
в условиях областного города
7-л=8000 км.
Очевидно, что долговечность ПТ, полученная с использованием выраже-
ния (4.71), является минимально возможной ие только по причине /тщ, но
и в связи с тем, что машина никогда не эксплуатируется с полной загруз-
кой, в одних и тех же условиях и т. д. Поэтому данные такого расчета
можно принимать в качестве гарантированного срока службы ПТ в опреде-
ленных условиях эксплуатации. Сравнение расчетных и действительных зна-
чений Lh показало их хорошую сопоставимость [53].
335
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Алукер И. Г. Приближенный учет теплоотдачи с поверхности треиия
при расчете температур фрикционных элементов // Машиноведение. 1980.
Ks 6. С. 93—96.
2. Анилович В. Я., Водолажченко Ю. Т. Конструирование и расчет сель-
скохозяйственных тракторов. М.: Машиностроение, 1976. 455 с.
3. Банах Л. Я. Уменьшение порядка многомерных динамических систем //
Колебания в машинах и прочность. М.: 1977. С. 72—81.
4. Барский И. Б. Конструирование и расчет тракторов. М.: Машино-
строение, 1980. 335 с.
5. Барский И. Б., Эглит И. М., Шарипов В. М. Инженерный метод рас-
чета полной работы буксования тракторной муфты сцепления//Тракторы и
сельхозмашины. 1977. № 9. С. 16—17.
6. Бойко П. И., Солонский А. С. О буксовании тракторной муфты сцеп-
ления//Тракторы и сельхозмашины. 1968. № 11. С. 16—18.
7. Бомбенков А. А., Геккер Ф. Р. Упругофрикционная характеристика
устройства, включающего тарельчатую пружину // Изв. вузов. Машиностроение.
1981. № 5. С. 43—47.
8. Борисов С. Г., Эглит И. М. Муфты сцепления тракторов. М.: Маши-
ностроение, 1972. 208 с.
9. Борисов С. Г., Юдеико В. Я. О методе расчета работы буксования
муфты сцепления трактора//Тракторы и сельхозмашины. 1969. № 9. С. 15—
18.
10. Вейц В. Л., Кочура А. Е. Динамика машинных агрегатов с двигате-
лями внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение, 1976. 384 с.
II. Вернигор В. А., Солоиский А. С. Переходные режимы тракторных
агрегатов. М.: Машиностроение, 1983. 183 с.
12. Вопросы повышения качества и надежности главных муфт сцепления
тракторов / С. Г. Борисов. В. Я. Юдеико. В. Е. Захаров и др.//Экспресс-
информ. ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш. М.: 1979. Вып. 14. 40 с.
13. Геккер Ф. Р. Динамика машин, работающих без смазочных мате-
риалов в узлах трения. М.: Машиностроение, 1983. 168 с.
14. Геккер Ф. Р. Определение оптимальных параметров демпфера «сухо-
го трения» // Известия вузов. Машиностроение. 1966. № 3. С. 53—56.
15. Геккер Ф. Р. Расчет упругих систем с тарельчатыми пружинами//
Вестник машиностроения. 1971. № 9. С. 16—17.
16. Геккер Ф. Р., Боровкова Е. В., Петров Ю. Н. Экспериментальные ис-
следования распределений напряжений в разрезных тарельчатых пружинах //
Известия вузов. Машиностроение. 1976. № 5. С. 40—44.
17. Геккер Ф. Р-, Кужелев П. В. Динамический расчет однодискового
диафрагменного автотракторного сцепления//Надежность машин и конст-
рукций. М.: 1986. С. 69—76. (Сб. научных трудов/МЭИ; № 83).
18. Геккер Ф. Р., Фалеева Е. Н., Борисов’ С. Г. К использованию упруго-
фрикциоиных демпферов для снижения крутильных колебаний в силовых пе-
редачах тракторов//Рассеивание энергии при колебаниях механических си-
стем. Киев.: 1978. С. 197—206.
336
19. Геккер Ф. Р., Федоров А. И. Контакт поверхностей трения в сцеп-
лениях//Трение и износ. 1984. Т. 5. № 5. С. 865—873.
20. Евдокимов Ю. А., Колесников И. И., Тетерин А. И. Планирование и
анализ экспериментов при решении задач трения и износа. М.: Наука, 1980.
228 с.
21. Ефимов М. А., Скиперский М. А. Исследование процесса включения
постояннозамкнутой муфты сцепления с гидравлическими приводами уп-
равления//Повышение надежности и тяговых свойств тракторов. М.: МАМИ,
1981. С. 179—189.
22. Заменители асбеста в автомобильных узлах//Автомобильная про-
мышленность США. 1985. № 7. С. 25—29.
23. Зельцерман И. М., Каминский Д. М., Онопко А. Д. Фрикционные
муфты и тормоза гусеничных машин. М.: Машиностроение. 1965. 240 с.
24. Исследование влияния натяга и упоров в демпфере муфты сцепления
на крутильные колебания силовой передачи трактора / Ф. Р. Геккер, С. Г. Бо-
рисов, Е. Н. Фалеева, Г. А. Карасева//Тракторы и сельхозмашины. 1977.
№ 7. С. 13—16.
25. Кац Г. С., Милевски Д. В. Наполнители для полимерных компози-
ционных материалов. М.: Химия, 1981. 280 с.
26. Кацыгин В. В., Бобровик А. И. Анализ показателей разгона агрега-
та с учетом буксования//Механизация и электрификация социалистическо-
го сельского хозяйства. 1975. № 10. С. 13—15.
27. Крагельский И. В., Добычин М. Н., Комбалов В. С. Основы расче-
тов на трение и износ. М.: Машиностроение, 1977. 526 с.
28. Кокулянский А. П. Влияние старения деталей па долговечность эле-
ментов автомобильных сцеплений//Вестник машиностроения. 1980. № 10.
С. 40—42.
29. Корнилов В. В. К расчету среднеповерхностной температуры пары
трения на основе решения сопряженной задачи о нагреве двух пластин //
Трение и износ. 1981. Т. 2. № 6. С. 1029—1033.
30. Кужелев П. В., Геккер Ф. Р. Расчет упругих характеристик диафраг-
менных нажимных устройств автотракторных сцеплений вдавливаемого н
вытягиваемого типов//Изв. вузов. Машиностроение. 1988. № 3. С. 81—86.
31. Кужелев П. В., Геккер Ф. Р. Устойчивость разрезных тарельчатых
пружин диафрагменных нажимных устройств сцеплений//Изв. вузов. Ма-
шиностроение. 1988. № 5. С. 88—92.
32. Кужелев П. В., Геккер Ф. Р., Сопкии В. А. Математическое модели-
рование фрикционных характеристик и износостойкости пар трения // Тре-
ние и износ. 1988. Т. 9. № 3. С. 528-—533.
33. Кутьков Г. М. Тяговая динамика тракторов. М.: Машиностроение,
1980. 215 с.
34. Лейках Л. М. Самоцентрирование несосных дисковых фрикционных
муфт//Вестник машиностроения. 1983. № 5. С. 13—15.
35. Львовский К. Я., Малаховский В. Э. О влиянии темпа включения
муфты сцепления на процесс разгона тракторного агрегата // Научно-техни-
ческие основы создания трансмиссий тракторов. — М., 1981. С. 61—69 (Тру-
ды/HATH).
36. Малаховский Я. Э., Лапин А. А. Сцепления. М.: Машгиз, 1960.
191 с.
37. Математическое моделирование процесса включения фрикционной од-
нодисковой муфты сцепления колесного трактора / С. Г. Борисов, Ф. Р. Гек-
кер, А. И. Федоров, Н. Г. Федоров//Исследование работы и оптимизация
параметров тракторных трансмиссий М., 1977. С. 13—26. (Труды/HATH; вып.
254).
38. Методика расчета основных размеров и параметров пар трения фрик-
ционных муфт сцеплений тракторов/В. А. Кулев, А. В. Чичинадзе, А. Л. Бе-
гиджанова и др.//Тепловая динамика и моделирование внешнего треиия.
М.: Наука, 1975. С. 11—24.
337
39. Моделирование динамических нагрузок в силовой передаче трактора
и на поверхностях трения муфты сцепления при ее включении / С. Г. Бори-
сов, Ф. Р. Геккер, А. И. Федоров, Н. Г. Федоров//Научно-технические
основы создания трансмиссий тракторов. М., 1981. С. 39—48 (ТрудыHATH).
40. Оценка работы трения фрикционной муфты в гидромеханической и
механической трансмиссиях пахотного колесного трактора класса 3 при тро-
гании/Е. М. Шапиро, В. М. Иванов, Л. П. Соколов, С. П. Лазаренко//
Тракторы и сельхозмашины. 1979. № 8. С. 12—13.
41. Оценка эффективности гасителя крутильных колебаний в ведомых
дисках муфты сцепления двигателя СМД-60 / С. Г. Борисов, С. А. Лапшии,
Н. Б. Чхаидзе и др.//Тракторы и сельхозмашины. 1971. № 2. С. 1—3.
42. Перель Л. Я. Подшипники качения. Расчет, проектирование и обслу-
живание опор: Справочник. М.: Машиностроение, 1983. 544 с.
43. Полимеры в узлах трения машин и приборов: Справочник / Е. В. Зи-
новьев, А. Л. Левин, М. М. Бородулин, А. В. Чичинадзе. М.: Машинострое-
ние, 1980. 208 с.
44. Пустынцев Е. Н. Расчет долговечности выжимных подшипников сцеп-
ления автомобиля // Активная и пассивная безопасность н надежность ав-
томобиля. М.: МАМИ. 1984. С. 68—75.
45. Расчет, испытание и подбор фрикционных пар//А. В. Чичинадзе,
Э. Д. Браун, А. Г. Гинзбург, 3. В. Игнатьева. М.: Наука, 1979. 268 с.
46. Румянцев Л. А. Проектирование автоматизированных автомобильных
сцеплений. М.: Машиностроение, 1975. 176 с.
47. Секрист, Хорбек. Исследование теплообмена и снижения эффектив-
ности в дисковых тормозах//Труды ASME, сер. В. 1976. № 2. С. 1—6.
48. Силовые передачи транспортных машин: динамика и расчет/
С. А. Алексеева, В. Л. Вейц, Ф. Р. Геккер, А. Е. Кочура. Л.: Машинострое-
ние, 1982. 256 с.
49. Силовой расчет фрикционного контакта на парах трения сцепления
автомобиля / В. М. Шарипов, И. М. Эглит, Ю. К. Колодий, В. И. Лялин//
Безопасность и надежность автомобиля. М.: МАМИ. 1982. С. 76—81.
50. Феодосьев В. И. Избранные задачи и вопросы по сопротивлению ма-
териалов. М.: Наука, 1973. 399 с.
51. Химмельблау Д. Нелинейное программирование. М.: Мир, 1975. 536 с.
52. Шарипов В. М. К вопросу о долговечности пар трения фрикционных
муфт сцепления//Тракторы и сельхозмашины. 1981. № 11. С. 10—11.
53. Щеренков Г. М. Надежность и долговечность асбофрикционных на-
кладок автомобильных сцеплений. М.: ЦНИИТЭИнефтехим, 1975. 60 с.
54. Щеренков Г. М., Галягин В. А. Конструкции современных многодис-
ковых сцеплений. М.: ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш. 1984. 18 с.
55. Щеренков Р. М., Галягин В. А. Развитие конструкций однодисковых
муфт сцепления. М.: ЦНИИТЭИэлектросельхозмаш, 1983. 42 с.
56. Щереиков Г. М., Кириллов А. А. Производство фрикционных асбес-
товых накладок и их применение в муфтах сцепления. М.: ЦНИИТЭИнеф-
техим. 1985. 64 с.
57. Щеренков Г. М., Коряева А. И. Рациональное применение асбофрик-
ционных материалов в автотракторных сцеплениях. М.: ЦНИИТЭИнефтехим,
1982. 60 с.
58. Щеренков Г. М., Кулев В. А. Расчет основных размеров и парамет-
ров муфт сцепления автомобилей и тракторов//Вестник машиностроения.
1973. № 2. С. 40—42.
59. Юдеико В. Я., Шарипов В. М., Гречушников М. В. Критерии выбора
количества дисков муфты сцепления//Тракторы и сельхозмашины. 1982.
№ 4. С. 12—14.
60. Schuman R. Asbestfreie Re: bbelage lin uollwertiger Erstatz? // Antri-
ebstechnik. 1981. № 7—8. s. 383—387.
338
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие (Ф. Р. Геккер, В. М. Шарипов, Г. М. Щеренков)...... 3
1. Конструкции сцеплений и тенденции их развития ................. 4
1.1. Назначение, общие сведения, предъявляемые требования и
классификация (Г. М. Щеренков, В. А. Галягин, В. М. Шари-
пов, И. М. Эглит)............................................. 4
1.2. Однодисковые сцепления (Г. М. Щеренков, В. А. Галягин,
В. М. Шарипов, И. М. Эглит)................................... 8
Нажимные устройства с периферийно расположенными пру-
жинами ................................................... 10
Нажимные устройства с центрально расположенными пружи-
нами ..................................................... 15
Муфта выключения ......................................... 23
Ведущие детали сцеплений ................................. 27
Ведомые диски ............................................ 31
Материалы накладок........................................ 36
Упругие ведомые диски . . 44
Демпферы.................................................. 47
1.3. Двухдисковые сцепления (Г. М. Щеренков, В. А. Галягин,
В. М. Шарипов, И. М. Эглит).................................. 55
1.4. Сцепления, работающие в масле (В. М. Шарипов, Г. М. Ще-
ренков, И. М. Эглит)......................................... 61
1.5. Двухпоточные сцепления (Г. М. Щеренков, В. А. Галягин,
В. М. Шарипов, И. М. Эглит).................................. 71
1.6. Приводы сцеплений (Г. С. Никифоров, Ф. Р. Геккер) .... 77
2. Теоретические основы работы фрикционных сцеплений............. 84
2.1. Динамические нагрузки в сцеплении и трансмиссии (Ф. Р. Гек-
кер) ........................................................ 84
2.2. Контактное взаимодействие поверхностей трения (Ф. Р. Гек-
кер, А. И. Федоров)......................................... 105
2.3. Особенности работы диафрагменных нажимных устройств
(Ф. Р. Геккер).............................................. 112
2.4. Теоретические основы расчета упругофрикционного демпфера
пружинного типа (Ф. Р. Геккер)......................... 125
2.5. Динамические модели машин с ФС (Ф. Р. Геккер, А. И. Фе-
доров, С. Г. Борисов)....................................... 135
2.6. Нормальные и касательные нагрузки на поверхностях трения
при включении ФС (Ф. Р. Геккер, А. И. Федоров, С. Г. Бо-
рисов) ..................................................... 155
2.7. Силовая иагружеиность ФС при нормальном темпе включения
(И. Б. Барский, В. М. Шарипов, Ю. К. Голодай, И. М. Эг-
лит) ....................................................... 174
Распределение давления по радиусу поверхностей трения . . 174
Потери осевого усилия в ВД при включении ФС ............. 180
Распределение сил и моментов по парам трения при буксова-
нии .......................................... 184
339
Расчет силовой нагружеиностн ФС........................... 189
2.8. Процессы буксования (10. К. Полодий, И. М. Эглит, Г. М. Ще-
ренков, В. М. Шарипов, И. Б. Барский)........................ 191
Работа буксования в процессе включения ФС автомобиля . . 191
Работа буксования в процессе включения ФС трактора . . . 201
Буксование при нарушении соосности дисков................. 208
2.9. Теплообразование на парах трения при буксовании (В. М. Ша-
рипов, Г. М. Щеренков)....................................... 213
Теплообразование на парах трения при буксовании ФС с
кольцевыми фрикционными накладками........................ 214
Теплообразование на парах трения при буксовании ФС с ко-
эффициентом взаимного перекрытия меньше единицы........... 222
2.10. Нагруженность ФС и тенденции ее изменения (Г. М. Ще-
ренков) ..................................................... 226
3. Испытывания фрикционных сцеплений (Г. М. Щеренков, Г. С. Ники-
форов, В. М. Шарипов, И. М. Эглит)............................... 237
3.1. Классификация и характеристика ......................... 237
3.2. Испытания ФС в сборе.................................... 239
3.3. Испытания фрикционных материалов и пар трения........... 257
3.4. Испытания отдельных узлов и деталей..................... 267
3.5. Влияние конструктивных и нагрузочных факторов на основ-
ные характеристики ФС........................................ 271
4. Расчет и проектирование фрикционных сцеплений................. 287
4.1. Выбор основных параметров и размеров (В. М. Шарипов,
И. М. Эглит, Г. М. Щеренков)................................. 287
Тракторные ФС . . .................................. 287
Автомобильные ФС.......................................... 292
4.2. Расчет нажимных устройств и основных деталей (В. М. Ша-
рипов, Ю. К. Колодий, Ф. Р. Геккер, И. Б. Барский) .... 296
Пружины................................................... 296
Диафрагменные нажимные устройства......................... 304
Тангенциальные пластины крепления нажимного диска к ко-
жуху сцепления ........................................... 311
Резьбовые детали механизма выключения..................... 313
Подшипники механизма выключения........................... 315
Конструирование механизма разведения дисков двухдискового
ФС........................................................ 318
4.3. Расчет привода фрикционного сцепления (Ф. Р. Геккер,
Г. С. Никифоров)............................................. 319
4.4. Динамический расчет фрикционных сцеплений (Ф. Р. Геккер,
А. И. Федоров, С. Г. Борисов)........................... 321
4.5. Расчет упругофрикционного демпфера (Ф. Р. Геккер, С. Г. Бо-
рисов) ...................................................... 328
4.6. Определение долговечности пар треиия (Г. М. Щеренков) . . 334
Список литературы................................................ 336
ПРОИЗВОДСТВЕННОЕ ИЗДАНИЕ
Барский Игорь Борисович, Борисов Сергей Герасимович,
Галягии Владимир Алексеевич и др.
СЦЕПЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ И ТЯГОВЫХ МАШИН
Редактор Ю. И. Хлебинский
Переплет художника Л. С. Вендрова
Художественный редактор А. С. Вершинкин
Технический редактор Н. Н. Скотникова
Корректоры О. Е. Мишина, А. П. Озерова
ИБ № 5157
Сдано в набор 17.08.89» Подписано в печать 25.10.89. Т-08219. Формат 60X88’/ie.
Бумага офсетная № 2. Гарнитура литературная. Печать офсетная. Усл. печ. л. 21,07.
Усл. кр.-отт. 21,05. Уч.-изд. л. 23,09. Тираж 10 000 экз. Заказ Ns 1607. Цена 1 р. 50 к.
Ордена Трудового Красного Знамени издательство «Машиностроение». 107076, Москва,
Стромынский пер., 4
Московская типография № 8 при Государственном комитете СССР по печати, 101898,
Москва, Хохловский пер., 7