Рабочий процесс фрикционного дискового сцепления
Для сцепления можно выделить четыре состояния:
- включение;
- включенное;
- выключение;
- выключенное.
Особенности рабочего процесса фрикционного сцепления состоят в следующем.
При включении: соединение ведущих и ведомых частей происходит плавно благодаря возможности длительного взаимного проскальзывания (буксования) поверхностей трения;
при включенном состоянии: передача крутящего момента происходит за счет сил трения между поверхностями трения ведущих и ведомых частей, прижатых друг к другу;
при выключении: возможно быстрое и беспрепятственное прекращение передачи крутящего момента благодаря разъединению ведущих и ведомых частей;
при выключенном состоянии: отсутствует передача крутящего момента при нагруженном состоянии привода выключения сцепления.
Включенное состояние сцепления
Для описания рабочего процесса при включенном состоянии сцепления достаточно использовать зависимости вида ∑▒М=0 и ∑▒Р=0,
где М — моменты;
Р — внешние силы.
К сцеплению приложено только два момента М1 = М2 (рис. 1.2, а; утолщенными линиями на
рис. 1.2, а и б изображены нагруженные детали). Моменты М1 М2 равны моменту, передаваемому сцеплением, Мсил.
Детали привода выключения сцепления не нагружены.
Ведомый диск зажат между маховиком и нажимным диском усилием Р периферийных (или центральной) пружин, как показано на схеме сил. Это усилие передается через детали: пружина — нажимной диск — ведомый диск — маховик — кожух — пружина. Таким образом, под нагрузкой от силы Р находится только эта силовая цепь, замкнутая внутри сцепления.
Кроме того, поверхности трения нагружены крутящим моментом М1. Если радиальные размеры и коэффициенты трения обеих пар трения одинаковы, тогда поверхность трения между маховиком и ведомым диском передает М1/2, другая часть М2/2 передается на кожух — нажимной диск — вторую поверхность трения ведомого диска.
Схема действующих сил при использовании диафрагменной пружины (см. рис. 1.2, б) иная, чем при периферийных пружинах. На рис. 1.2, б, как и на рис. 1.2, а силы показаны не распределенными по окружностям, а условно приложенными к точке. При включенном состоянии сцепления внешними (по отношению к диафрагменной пружине) силами Р нагружена собственно пружина (на рисунке зачернена), сжатая до плоского состояния. Лепестки пружины, выполняющие функции рычагов, не нагружены.
Здесь и далее очень важно иметь в виду следующие особенности. Составляя или анализируя схему сил и моментов, необходимо представлять, к какой именно детали приложена каждая из сил. Следует знать, что это за сила: сила действия или противодействия, активная или реактивная. Например, средняя стрелка в нижней части рис. 1.2, а обозначает активную силу пружины, если считать, что кожух сцепления является опорой пружины. В этом случае правая стрелка обозначает реактивную силу пружины. Активная сила равна реактивной. Какая из этих двух сил является реактивной зависит иногда, как и в рассматриваемом примере, от нашего выбора, если неясно, что именно является опорой для данной детали.
Внешние силы, приложенные к данной детали, всегда являются активными, а силы, возникающие в опорах в ответ на действие активных сил, являются силами реактивными.
Понятия действующая и противодействующая силы взаимозаменяемы. Однако очень важно знать, к какой именно детали приложена данная сила. Например, средняя стрелка на рис. 1.2, а обозначает силу действия пружины на нажимной диск. Эта сила приложена к нажимному диску. Правая стрелка обозначает силу действия пружины на кожух сцепления. Она приложена к кожуху сцепления.
Для дискового сцепления с числом пар трения п (п = 2 для однодискового, п - 4 для двухдискового) максимальный момент, который оно может передать (его потенциальные возможности):
Мсц.п = Р 0rсрn,
где µ0 — коэффициент трения, причем Мсц ≤ Мсц.п (передаваемый момент не может быть больше Мсц.п).
Значение среднего расчетного радиуса гср, на котором приложена результирующая касательная сила трения, приближенно можно брать равным (R + r)/2. При этом по сравнению с точным значением rср = 0,67(R3 - r3)/(R2 - r2), соответствующим равномерному распределению удельного давления по поверхности трения, значение Мсц.п, получается меньше на 3,5 % при r/R = 0,5 и на 1,3 % при r/R = 0,7. Обычно у сцеплений r/R = 0,5...0,7.
Принимая равномерное распределение удельного давления по поверхностям трения, получим, МПа:
Po=P/F=Р*106/[акπ(R2-r2)],
где F, R, r — площадь, наибольший и наименьший радиусы одной поверхности трения ведомого диска; ак = 0,9... 1,0 — коэффициент, учитывающий площадь канавок на поверхности ведомого диска.
Для сухих сцеплений должно быть р0 ≤ 0,15...0,30 МПа, для металлокерамики, работающей в масле, допускается р0 ≤ 2... 3,5 МПа. Использование значений р0, превышающих допустимые, приводит к быстрому разрушению накладок. Значение коэффициента трения µ0 = 0,32...0,36 для образцов картонно-бакелитовых накладок сухих сцеплений. На автомобильных заводах обычно принимают в расчетах µ0 = 0,25 с учетом реализации в конкретных конструкциях. При температуре 200 °С для тканых (при 300 °С — для формованных) накладок µ0 уменьшается на 15... 20 %, а при 400 °С накладки разрушаются. Для металлокерамики, работающей в масле по стали, — µ0 = 0,1, разрушение ее происходит при 1 000 °С.
Величина момента Мсц.п не зависит от направления вращения и величины угловой скорости, но может изменяться из-за изменения Р и µ0 во время эксплуатации. При установке в сцепление витые пружины сжимают на величину f01
(рис. 1.3), что обеспечивает получение суммарной силы Р. При износе поверхностей трения величина предварительного сжатия уменьшается на Δf1, а суммарная сила Р уменьшается на ΔР1 Например, для грузового автомобиля уменьшение толщины ведомого диска на 2 мм может привести к уменьшению Мсц.п на 10%.
Для уменьшения ΔР применяют с меньшей жесткостью с = P/f цилиндрические пружины (линия 2на рис. 1.3), например, за счет увеличения числа витков, располагая по две пружины одна в одной для уменьшения осевых габаритов сцепления. Диафрагменная пружина (линия 3) позволяет получить ΔР = 0 и уменьшение усилия Р до Pв3 при выключении сцепления.
В сцеплении некоторых грузовых автомобилей, например МАЗ-200, выпускавшихся до 1966 г., применялась центральная коническая пружина. Она имела параболическую зависимость силы от прогиба (линия 4), что приводило к необходимости часто использовать регулировочные прокладки для восстановления усилия пружины по мере износа поверхностей трения сцепления. Поэтому коническая пружина была заменена периферийными цилиндрическими пружинами.
Чтобы сцепление не пробуксовывало во включенном состоянии, при уменьшении Р и µ0 в эксплуатации, необходимо иметь расчетное максимальное значение Мсц.п в 1,3—1,5 раза и более превышающее максимальный статический момент двигателя Мe тах. В выполненных конструкциях обычно применяют следующие значения коэффициента запаса сцепления: ß= Mсц.п/Me max =1,3... 1,75 — для легковых автомобилей; ß= 1,6...2,5 — для грузовых автомобилей и автобусов.
Для уменьшения крутильных колебаний в трансмиссии, вызываемых неравномерными колебаниями крутящего момента поршневого двигателя, в ведомом диске устанавливают демпфер крутильных колебаний 4 (см. рис. 1.1). Кроме того, демпфер способствует снижению динамических нагрузок при резких включениях сцепления или резких торможениях с неотключенным двигателем, а также позволяет компенсировать несоосность вала двигателя и ведущего вала коробки передач.
Основными частями демпфера являются упругие элементы (пружины или резиновые блоки, расположенные по окружности в окнах между диском-держателем и ступицей) и элементы сухого трения (пластины), закрепленные на диске-держателе и ступице. При повышении момента упругие элементы сжимаются, при понижении момента — разжимаются. При этом на элементах сухого трения работа трения переходит в теплоту.
На рис. 1.4, а приведена характеристика одноступенчатого демпфера. Рабочий участок упругих элементов (пружин) ограничен моментом предварительного сжатия Мп и моментом их выключения Мвык. Сплошными линиями очерчена петля гистерезиса, площадь которой определяется моментом трения МТ и максимальным углом взаимного перемещения диска-держателя и ступицы — углом Δφmax. Усилие сжатия элементов трения обычно создается пластинчатыми пружинами или натягом заклепок. Применяются и многоступенчатые демпферы, причем число ступеней иногда достигает пяти.
Расчет характеристик демпфера проводят, представив двигатель и трансмиссию в виде многомассовой системы. Определяют ее собственные частоты и формы колебаний на всех передачах. Затем строят амплитудно-частотные характеристики и выбирают параметры демпфера, ликвидирующие пики моментов на резонансных режимах (рис. 1.4, б).
