Анализ и оценка конструкций фрикционных сцеплений

 

Анализ и оценку конструкций сцепления будем проводить соответственно тем требованиям, которые к нему предъявляются.

Надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии. Сцепление автомобиля должно обеспечивать возможность передачи крутящего момента, превышающего крутящий момент двигателя. При износе фрикционных пар, когда сила нажатия пружин ослабевает, сцепление может пробуксовывать. Длительное пробуксовывание сцепления приводит к выходу его из строя.

Максимальное значение передаваемого сцеплением момента определяется уравнением

М_сmax = M_kmaxb

Обычно принимают коэффициент запаса b = 1,2...2,5 в зависимости от типа сцепления и его назначения. Сцепления с регулируемым давлением пружин и сцепления с диафрагменными пружинами имеют наиболее низкое значение коэффициента запаса. Большие значения b принимают для сцеплений грузовых автомобилей и автобусов.

Момент М_с, передаваемый сцеплением, создается в результате взаимодействия поверхностей трения ведомого диска с контртелом (маховиком, нажимным диском). Рассмотрим процесс этого взаимодействия, используя рис. 13.

Выделив на поверхности ведомого диска элементарную площадку ds, найдем элементарную силу трения

dT = p₀mds = p₀ mrdr da и элементарный момент

dМ = p₀ mr²dr da

где p₀ =  - давление, характеризуемое отношением усилия Р_пр пружин к площади ведомого диска; m - коэффициент трения.

Рис. 13. Схема к определению расчетного момента сцепления

Момент, передаваемый одной парой поверхностей трения,

Подставив значение р₀ в это уравнение, получим

,

где  радиус приложения результирующей сил трения или средний радиус ведомого диска, который с достаточной степенью приближения может быть принят R_ср =0,5(R + r). Момент, передаваемый сцеплением, у которого i пар трения,

Mc = M_kmaxb = P_прmR_cpi                                                      (10)

Плавность и полнота включения. Наиболее высокую плавность включения имеют многодисковые сцепления, однако они применяются редко. В однодисковых и двухдисковых сцеплениях плавность включения достигается рядом мероприятий:

-применением фрикционных материалов, обеспечивающих плавное нарастание силы трения;

-использованием упругих ведомых дисков (разрезной диск, имеющий некоторую конусность или выпуклость секторов, пластинчатые пружины между ведомым диском и одной из фрикционных накладок и др.);

-созданием упругих элементов в механизме выключения (лепестки диафрагменной пружины).

 В небольшой степени способствуют плавности включения пружины гасителя крутильных колебаний.

Для обеспечения полноты включения, необходимой при передаче полного момента двигателя без пробуксовывания, предусматривают специальные регулировки сцепления и его привода. Эти регулировки предназначены для создания необходимого зазора между подшипником муфты выключения сцепления и концами рычагов выключения, а следовательно, пропорционального этому зазору холостого хода педали. При значительном износе трущихся поверхностей зазор уменьшается и рычаги выключения упираются в подшипник муфты выключения, что препятствует созданию пружинами необходимого нажимного усилия.

В ряде конструкций сцеплений с гидроприводом, например в автомобиле ГАЗ-3102, регулировка зазора между подшипником муфты выключения и концами рычагов отсутствует и подшипник муфты выключения постоянно прижимается с небольшой силой к концам рычагов. По мере износа трущихся поверхностей концы рычагов перемещают подшипник с муфтой выключения сцепления и через вилку выключения и толкатель рабочего поршня вытесняют соответствующее количество жидкости в главный цилиндр привода сцепления. При этом регулировочный размер между толкателем и поршнем главного цилиндра сохраняется. Такая конструкция упрощает обслуживание сцепления.

Чистота выключения. Полное разъединение двигателя и трансмиссии в одно-дисковых сцеплениях достигается созданием необходимого отвода нажимного диска; в двухдисковых сцеплениях (а также в трехдисковых, имеющих унифицированные с двухдисковыми элементы) должно предусматриваться для принудительного отвода внутреннего диска специальное устройство. Оно предназначено для установки внутреннего нажимного диска в положение, при котором оба ведомых диска находятся в свободном состоянии, когда наружный нажимной диск принудительно отводится при выключении сцепления.

В сцеплениях автомобилей КамАЗ равноплечий рычаг автоматически устанавливает средний нажимной диск на одинаковом расстоянии от маховика и наружного нажимного диска. В сцеплениях автомобилей МАЗ стержень связан со средним нажимным диском, имеющим разрезное пружинное кольцо, которое позволяет перемещаться этому диску на расстояние, равное зазору между пружинным кольцом и скобой. При износе накладок ведомого диска пружинное кольцо усилием нажимных пружин сцепления устанавливается в новое положение. Таким образом, регулирование происходит автоматически.

Величина отвода s = D₁i наружного нажимного диска должна обеспечивать необходимый зазор D₁ между трущимися поверхностями, значения которого (в мм):

Сцепления:

однодисковые...... 0,5...0,7

двухдисковые...... 0,5...0,7

многодисковые..... 0,25...0,3

Чистота выключения, как и полнота включения, в процессе эксплуатации должны поддерживаться монтажной и эксплуатационной регулировками.

Монтажная регулировка предусматривает точную установку концов рычагов сцепления в одной плоскости, чтобы предотвратить перекос нажимного диска при включении и выключении. В некоторых сцеплениях (например, с диафрагменной пружиной) такая регулировка отсутствует.

Эксплуатационная регулировка - регулировка привода. Правильность эксплуатационной регулировки определяется свободным ходом педали сцепления, который обычно находится в пределах 20...40 мм.

В сцеплениях с периферийными пружинами для обеспечения чистоты выключения число нажимных пружин кратно числу рычагов выключения (исключается перекос нажимного диска).

Минимальный момент инерции ведомых элементов. Он необходим для уменьшения ударных нагрузок зубчатых колес и работы трения в синхронизаторах при переключении передач. При включении несинхронизированной передачи ударная нагрузка на зубья пропорциональна моменту инерции ведомых элементов сцепления, снизить который можно только уменьшением диаметра диска (снижение маховой массы диска) и массы фрикционных накладок. Диаметр ведомых дисков сцеплений автомобилей большой грузоподъемности редко превосходит 400 мм. Толщину накладок в соответствии с ГОСТ 1786-88 выбирают в пределах 3,3...4,7 мм.

Хороший отвод теплоты от поверхностей трения. Поддержание постоянного теплового режима обусловливает стабильность работы сцепления. При длительном буксовании температура поверхностей трения достигает 300 °С и выше, но уже при 200 °С коэффициент трения снижается примерно в 2 раза. При высокой температуре начинает вытекать связующий компонент накладок, в результате чего они становятся пористыми, сухими и быстро изнашиваются.

Для отвода теплоты предусматриваются:

- вентиляция картера сцепления через окна или ажурный кожух,

- направление потока воздуха специальными щитами,

- поглощение теплоты массивными дисками,

- удаление продуктов изнашивания, при наличии которых снижается коэффициент трения, для этого на фрикционных накладках выполняют радиальные канавки.

Для сохранения работоспособности нажимных пружин при нагреве сцепления они должны устанавливаться на термоизоляционных прокладках.

Предохранение трансмиссии от динамических нагрузок. Динамические нагрузки в трансмиссии могут быть единичными (пиковыми) и периодическими.

Пиковые нагрузки возникают в следующих случаях: при резком изменении скорости движения (например, при резком торможении с невыключенным сцеплением); при резком включении сцепления; при наезде на неровность.

Наибольшие пиковые нагрузки элементы трансмиссии испытывают при резком включении сцепления. В этом случае трансмиссия закручивается не только крутящим моментом двигателя М_к, но в большей степени моментом касательных сил инерции М_и вращающихся частей двигателя

М_с = М_к + М_и

При условии, что момент касательных сил инерции полностью используется на закручивание валов,

  М_и = с_ba_тр;

где с_b - крутильная жесткость трансмиссии; a_тр - угол закручивания валов трансмиссии.

Элементарная работа по закручиванию валов трансмиссии

dL = с_ba_трda_тр

илипосле интегрирования

L = с_ba²_тp /2.

С учетом принятого выше допущения в момент резкого включения сцепления

откуда .

Подставив a_ТР = М_и /(с_b), получим

.

Таким образом, инерционный момент зависит от угловой скорости коленчатого вала в момент резкого включения сцепления и от крутильной жесткости трансмиссии. Включение в трансмиссию упругого звена способствует уменьшению этого момента. Таким упругим звеном может быть упругий полукарданный шарнир, установленный в карданной передаче (автомобили ВАЗ), в меньшей степени (снижают нагрузки на 5...10 %) эти функции выполняют пружины гасителя крутильных колебаний, устанавливаемые в сцеплении.

Пиковые нагрузки, независимо от их происхождения, ограничиваются пробук-совыванием сцепления. По этой причине коэффициент запаса сцепления β, определяющий максимальный момент, передаваемый трансмиссии, не должен превышать заданного значения. Следует также иметь в виду, что при резком включении сцепления коэффициент запаса на мгновение становится значительно больше регламентированного. Это происходит в результате ударного импульса поступательно движущихся масс при резком отпускании педали сцепления, когда сила удара суммируется с усилием пружин.

Периодические нагрузки возникают в результате неравномерности крутящего момента двигателя. Они являются источником шума в зубчатых передачах, повышенного напряжения в элементах трансмиссии, а часто - причиной поломок деталей от усталости, особенно при резонансе.

Для гашения крутильных колебаний трансмиссии в сцеплении устанавливают гаситель крутильных колебаний.

Основное назначение таких гасителей - поглощать энергию колебаний трансмиссии при совершении работы трения фрикционных элементов, размещенных в гасителе.

Ступица ведомого диска и сам ведомый диск связаны между собой в тангенциальном направлении пружинами гасителя. Колебания, возникающие в трансмиссии, вызывают относительное угловое перемещение ведомого диска и его ступицыза счет деформации пружин гасителя, сопровождающееся трением фрикционных элементов гасителя.

Работа трения гасителя определяется усилием Р_г, сжимающим его фрикционные кольца, коэффициентом трения m, средним радиусом r_ср фрикционных колец, относительным углом j перемещения элементов (углом буксования), числом пар трения i гасителя крутильных колебаний:

L_трг = Р_гmr_срji = M_тргi

Момент трения М_тр._г = (0,15..,0,20) М_кmах. Для некоторых конструкций момент трения устанавливается при сборке на заводе и не регулируется в процессе эксплуатации. По мере износа, фрикционных колец М_тр._г снижается, что может привести к полному прекращению, выполнения этим механизмом функций, гасителя. В ряде конструкций гасителей, момент трения регулируемый. Например, в сцеплениях автомобилей МАЗ момент трения гасителя можно регулировать затяжкой болтов со сферическими упругими шайбами. В сцеплении автомобиля ГАЗ-3102 момент трения гасителя поддерживается в заданных пределах центральной пружиной, которая через изолирующее кольцо создает давление на трущихся поверхностях кольца и ведомого диска. Фрикционное кольцо, сидящее на лысках ступицы ведомого диска, при износе может перемещаться только в осевом направлении. На автомобиле ЗИЛ-411410 использован гаситель, момент трения которого установлен при сборке.

Обычно 6...8 пружин гасителя устанавливают в окнах ведомого диска ступицы с предварительным натягом. Момент предварительной затяжки составляет 15...20 % максимального крутящего момента двигателя.

Крутящий момент, передаваемый при максимальной деформации пружин гасителя, несколько превышает расчетный максимальный момент сцепления М_г = (1,2...1,3) М_Сmах. Этим обеспечивается гашение колебаний при значении крутящего момента больше расчетного, что необходимо для преодоления трения покоя в сцеплении. Максимальная деформация пружин гасителя ограничивается специальными упорами, позволяющими ступице поворачиваться относительно ведомого диска лишь на такой угол, при котором между витками пружины остается небольшой зазор. В некоторых конструкциях упор отсутствует.

С целью расширения диапазона нагрузок трансмиссии, при которых гаситель может эффективно гасить колебания, в ряде конструкций сцеплений применяют гаситель со ступенчатой упругой характеристикой. Это достигается тем, что окна в ступице делаются одинаковыми, а в ведомом диске часть окон имеет большую длину, поэтому не все пружины начинают деформироваться одновременно. Разница в длине окон может быть в пределах 1,5...2 мм. В некоторых гасителях тот же эффект достигается применением пружин разной длины при одинаковых размерах окон.

Наряду с основной функцией по гашению крутильных колебаний гаситель уменьшает вероятность возникновения в трансмиссии резонансных крутильных колебаний значительной амплитуды. Это объясняется нелинейностью упругой характеристики трансмиссии с гасителем.

Гаситель эффективно поглощает энергию высокочастотных колебаний. Принципиально возможно осуществить гашение колебаний низкой частоты, возникающих при малой эксплуатационной скорости. Для этого необходимо уменьшить жесткость пружин гасителя, что практически трудно выполнить в ограниченном пространстве ступицы ведомого диска.

Поддержание нажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации. Применение сцеплений с регулируемым в эксплуатации нажимным усилием, установка сцеплений с диафрагменными пружинами, уменьшение жесткости нажимных пружин - все это позволяет поддерживать нажимное усилие в расчетных пределах.

Примером конструкции с регулируемым нажимным усилием может служить сцепление, показанное на рис. 12, б. Здесь при износе накладок ведомого диска / деформация центральной конической пружины 12 уменьшается, соответственно снижается нажимное усилие. В этой конструкции первоначальное нажимное усилие может быть восстановлено путем уменьшения числа регулировочных прокладок // под опорным диском. Упругая характеристика конической пружины такова, что уменьшение деформации привсь дит к резкому снижению нажимного усилия (рис. 17). Поэтому при эксплуатации автомобилей с таким сцеплением необходимо строго следить за неизменностью свободного хода педали сцепления, так как увеличение свободного хода свидетельствует о снижении нажимного усилия.

Рис. 17. Упругие характеристики нажимных пружин:

1 - конической; 2 - диафрагменной; f₁ и f₂ - деформации пружин; Р_пр1 и Р_Пр2 - усилия пружин до износа; Р'_пР2 - усилие пружины после износа.

Своевременное регулирование свободного хода педали предотвращает буксование сцепления и выход его из строя.

Автоматически поддерживается нажимное усилие в определенных пределах в сцеплении с диафрагменной пружиной. Упругая характеристика диафрагменной пружины приведена на рис. 17. Обычно в таких сцеплениях во включенном положении нажимное усилие соответствует деформации диафрагменной пружины за точкой перегиба упругой характеристики. Поэтому в начальной стадии изнашивания фрикционных накладок нажимное усилие не уменьшается, а несколько увеличивается.

Применение диафрагменной пружины в сцеплении позволяет упростить конструкцию, так как число деталей сцепления сокращается примерно в 2 раза, а длина сцепления уменьшается в результате совмещения одной деталью функций нажимной пружины и рычагов выключения. Диафрагменная пружина обеспечивает равномерное распределение нажимного усилия по всей накладке. Важным преимуществом диафрагменной пружины по сравнению с периферийными является то, что при повышенной угловой скорости центробежные силы не искажают ее характеристику. Как видно из упругой характеристики, для удержания сцепления в выключенном состоянии требуется меньшее примерно на 30 %, чем в момент начала выключения, усилие. В некоторых конструкциях сцеплений с диафрагменной пружиной выпуклая сторона пружины направлена внутрь сцепления (рис. 18). При этом опоры пружины имеют иное расположение, что позволяет несколько уменьшить длину сцепления, однако усложняется привод, так как для выключения сцепления перемещение нажимной муфты с подшипником должно иметь направление, обратное по сравнению с направлением перемещения в обычном сцеплении.

Сцепления с диафрагменными пружинами найдут широкое применение не только на легковых, но и на грузовых автомобилях и автобусах. Ранее возможности использования диафрагменных пружин были ограничены технологическими трудностями их изготовления, которые в настоящее время преодолены.

 

Рис. 19. Сравнительная характеристика цилиндрических пружин большой и малой жесткости

 

Поддержанию нажимного усилия в заданных пределах, т. е. в пределах, обеспечивающих сохранение достаточного коэффициента запаса сцепления в процессе эксплуатации, в значительной степени может способствовать применение нажимных пружин малой жесткости. На рис. 19 приведены упругие характеристики двух цилиндрических пружин разной жесткости, сжатых до получения одинаковых нажимных усилий Р_пр. При уменьшении деформации пружин на одну и ту же величину Df, соответствующую одинаковому износу накладок, пружина, имеющая меньшую жесткость, сохраняет большее нажимное усилие (P_np1 > P_ПР2). Однако для размещения одной пружины малой жесткости, обеспечивающей необходимое нажимное усилие, необходимо значительно увеличивать размеры сцепления. В этом случае предпочтительно применять несколько периферийно расположенных пружин малой жесткости, в сумме обеспечивающих заданное нажимное усилие. Так, в сцеплении автомобиля ГАЗ-3102 размещено девять двойных пружин, жесткость которых составляет примерно 10 Н/мм. В сцеплении МАЗ-5335 установлено 28 пружин по двум концентрическим окружностям с жесткостью 13,6...15,8 Н/мм. В некоторых сцеплениях жесткость пружин доходит до 40...45 Н/мм, что приводит к сокращению срока их надежной эксплуатации.

Минимальная затрата физических усилий на управление. Выполнение этого требования обеспечивается как конструкцией механизма сцепления, так и конструкцией его привода. При управлении сцеплением физические усилия затрачиваются в три этапа: выключение сцепления; удержание сцепления в выключенном состоянии; включение сцепления. Рассчитать работу водителя можно только для первого и третьего этапов (на втором этапе отсутствуют перемещения). Эта работа эквивалентна отмеченной площади трапеции на рис. 20.

L_B = (P_пр + P’_пр)(f₂ - f₁)/(2 h_п.с.)

где L_B - работа на первом или третьем этапах; Р_пр - усилие пружин во включенном состоянии [уравнение (10)]; Р'_пр - усилие пружин в выключенном состоянии (1,2 P_пр); f₁ и f₂ - деформация пружин соответственно во включенном и выключенном состояниях; h_п._с - КПД привода сцепления (h_пс = 0,7...0,9).

Рис. 20. Схема для определения работы трения

 

Работа, затрачиваемая на управление сцеплением, не должна превышать определенных значений, так как пользоваться сцеплением, например, на автобусах в условиях городского движения приходится до 2000 раз за смену. Чрезмерно большое усилие управления сцеплением приводит к профессиональным заболеваниям водителя. Для легкового автомобиля эта работа должна быть не более 25 Дж, для грузового и автобуса - не более 30 Дж. Усилие на педали сцепления при выключении

                                                         (12)

Анализируя уравнение (12), можно отметить следующие реальные пути снижения усилия на педали: уменьшение коэффициента запаса b, что может быть достигнуто в конструкциях сцеплений, где нажимное усилие регулируется или мало изменяется при износе фрикционных накладок; увеличение коэффициента трения m, что связано с дальнейшим совершенствованием материала накладок; увеличение КПД привода сцепления путем замены трения скольжения в элементах привода трением качения. Другие пути снижения усилия на педали нецелесообразны. Увеличить число пар поверхностей трения можно, только усложнив конструкцию, а увеличение среднего радиуса дисков приводит к росту момента инерции ведомых элементов сцепления. Изменять передаточное число привода можно лишь в узких пределах, так как оно ограничивается полным ходом педали, который для автомобилей различного назначения лежит в пределах 120... 190 мм.

Снижение затрат физических усилий на управление в разной степени может быть достигнуто при применении полуцентробежных или центробежных сцеплений, а также гидромуфт. Облегчают управление усилители, установленные в приводе сцепления. Полностью освобождают водителя от усилий на управление автоматические приводы сцеплений.

Хорошая уравновешенность. Фрикционное сцепление должно уравновешиваться. В большинстве случаев сцепление уравновешивают в сборе с маховиком. В сцеплениях с периферийными пружинами они деформируются под действием центробежных сил, в результате чего снижается усилие. Поэтому применение диафрагменных пружин предпочтительнее.