Назначение и общие сведения, предъявляемые требования к сцеплениям и их классификация. Страница 5

240
15 10
-0,15 г 0,10
5\0,05
в/ ^      #4      4*      0,6 t,C
Рис. 2.44. Снижение динамической иагружениости поверхностей треиия в ре­зультате выбора рациональных параметров:
а — трансмиссии; б — сцепления
На рис. 2.44, а приведены результаты расчетов, полученные при изменении жесткости трансмиссии в соответствии с отме­ченными выше требованиями. Здесь нормальные усилия на по­верхности трения изменяются по периодическому закону. Каса­тельные нагрузки в этом случае полностью изменили свой характер: отсутствуют колебания моментов Мх и М% с часто­той колебания предельного   момента трения.   Без колебаний
нарастает угловая скорость ведомых частей ф! и уменьшается
угловая скорость ведущих фд — фнж. Момент Мх на первой по­верхности при наибольшей разности угловых скоростей веду­щей и ведомой частей остается выше, чем момент на второй М2. Время включения ФС практически не изменилось.
Таким образом, при рационально выбранных параметрах трансмиссии можно добиться снижения нагрузок на поверхно­стях трения ФС.
Другим путем ликвидации вынужденных колебаний в транс­миссии, вызванных периодически изменяющимися на поверхно-
етях 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 податли­вым закреплением фрикционных накладок, что при определен­ном уровне диссипации энергии (см. рис. 2.42) обеспечивает апериодический закон изменения нормальных сил, а следова­тельно, и предельных моментов трения. На рис. 2.44, а рас­сматривается именно такой случай продольного движения дис­ков ФС. Закон замыкания дисков апериодический, колебаний нормальных нагрузок Nx и N2 после замыкания не наблюда­ется.
В рассмотренных случаях снижение вынужденных колеба­ний в трансмиссии трактора, возникающих в процессе включе­ния 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 соприкоснове­ния 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 гид­равлическим приводом, который кроме снижения усилий на пе­дали 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 зафик­сированы колебания моментов с частотой (80... 100 Гц) более высокой, чем частоты изменения нормальной нагрузки на по­верхностях трения. Анализ динамических процессов показал, что эти колебания накладываются на низкочастотные колеба­ния моментов Мг и М2 в те промежутки времени, в которые уменьшается момент трения. Уменьшению момента соответст­вует увеличение относительной скорости скольжения поверхно­стей трения (см. рис. 2.33). Такое взаимное изменение моментов трения и относительных скоростей скольжения поверхно­стей трения является одним из условий возникновения фрикци­онных автоколебаний (13]. Эти условия обеспечиваются как уменьшением нормальной нагрузки на поверхностях трения в пределах соответствующего промежутка времени, так и нели­нейной зависимостью (см. рис. 2.11, а) коэффициента трения от скорости относительного скольжения пары трения, исполь­зуемой при расчетах. Установлено, что автоколебания возни­кали, как правило, на первой поверхности трения (нажим­ной—ведомый диск) и могли быть устранены, при неизменных
параметрах трансмиссии, рациональным выбором соотношения сФнж//нж- Анализ расчетов показал, что с уменьшением жестко­сти сфнж амплитуда автоколебаний увеличивается.
Большое влияние на характер и продолжительность автоко­лебаний оказывает упругая характеристика ведомого диска в совокупности с характеристикой нажимного устройства. Авто­колебания 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 ведо­мого диска достаточно пологий. Небольшие нормальные нагруз­ки в начальный момент включения ФС гарантируют сравни­тельно 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 обеспе­чивается и достаточно высокое значение /Ск.п.кт-
Фрикционные автоколебания сравнительно часто возникают при испытаниях ФС на стендах. Стенды имеют большую жест­кость валов и малую диссипацию энергии. При установке тех же ФС на машинах автоколебания, как правило, не наблюда­ются, так как трансмиссии машин обладают достаточной по­датливостью и высокой диссипационной способностью; время буксования /с 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 раз­работке конструкций ФС и их приводов должны быть исклю­чены условия возникновения как вынужденных колебаний, так и фрикционных автоколебаний.
Изнашиваемость и тепловая нагруженность поверхностей трения (нагрев поверхностей трения), приводящая к увеличе­нию износа фрикционных накладок, определяются мощностью трения NT в процессе буксования ФС и работой трения (бук­сования) Z-т за все время буксования, которые подсчитывают­ся по следующим зависимостям:
A%i=^ti(¥™~I (2 101)
где Мтг и -Мт2 подсчитываются в каждый момент времени по формулам (2.72) и (2.73); tu — время буксования первой и второй пар трения ФС.
Известно, что на работу буксования влияет закон измене­ния предельного момента трения ФС. Однако до последнего времени не было единого мнения по вопросу, при каких усло­виях работа буксования минимальна. Часть исследователей утверждает, что работа буксования минимальна, если кривая момента трения имеет выпуклость вверх, мнение у других пря­мо противоположное.
Проведенные исследования показали, что работа буксова­ния при нарастании кривой момента в накладках сцепления выпуклостью вниз незначительно отличается от работы буксо­вания, если момент в накладках изменяется по кривой с выпук­лостью вверх. Однако если в первом случае амплитуда автоко­лебаний либо незначительна, либо равна нулю, то во втором случае при жестком ведомом диске и значительном времени буксования (^6 = 0,75 с) кривые моментов на поверхностях тре­ния всегда имеют выпуклость вверх и весьма продолжительный почти горизонтальный участок. Во втором случае возможны фрикционные автоколебания при условиях, отмеченных выше. Кроме того, /(клт.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 /Ск.п.кт, но и способствует снижению касательных на­грузок, являющихся результатом вынужденных колебаний и автоколебаний, хотя работа буксования ФС с податливым диском несколько больше.
Результаты расчетов показали, что в процессе резкого вклю­чения ФС в отдельные моменты времени мощность трения ока­зывалась значительно больше, чем при плавном включении сцепления; суммарная же работа буксования была значитель­но меньше. При плавном включении ФС с податливым ведо­мым диском зависимость мощности буксования от времени была более плавной, чем с жестким ведомым диском, хотя суммарная работа трения за одно включение оставалась прак­тически неизменной.
Расчеты также показали, что на работу трения влияют раз­личные параметры трансмиссии и системы подрессоривания
корпуса трактора. Так, снижение жесткости трансмиссии С45 но отношению к ее номинальному значению с4Бном позволяет исключить колебания корпуса трактора и значительно умень­шить работу буксования ФС. Смещение центра тяжести трак­тора к середине его базы позволяет несколько уменьшить работу буксования ФС. Отсюда следует, что динамические моде­ли, используемые для расчетов работы буксования ФС, долж­ны учитывать систему подрессоривания машин, т. е. быть близ­кими к модели, представленной на рис. 2.35.
Известно, что моменты трения Мп и Мт2 на фрикционных поверхностях, зафиксированные при испытаниях ФС на натур­ных стендах, меньше, чем моменты трения, подсчитанные по формуле (2.1), в которую подставляются коэффициенты трения /°т, полученные на машинах трения [см. формулы (2.32) и (2.34)]. Различные исследователи это несоответствие объясня­ют по-разному: плохим прилеганием поверхностей трения в натурных узлах; неодинаковыми условиями образования пле­нок на поверхностях трения и др. Для учета этого несоответ­ствия вводятся масштабные коэффициенты, коэффициенты взаимного перекрытия и т. д. Введенный ранее (2.29) и (2.100) коэффициент /Ск.п.кт позволяет учитывать только долю актив­ной поверхности, участвующей в контакте по отношению к но­минальной площади накладки Ла. Он не учитывает распределе­ние давления по контактирующей поверхности и, следователь­но, не позволяет определить действительное значение радиуса трения RTf 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 коэффици­ент был определен П. В. Кужелевым и Н. Б. Чхаидзе, сопо­ставившими параметры процесса трения ФС, полученные на стенде и при моделировании на ЭВМ, и представлен в виде отношения
K^fVfl (2.103)
где /ст — коэффициент трения, полученный по результатам стендовых испытаний в соответствии с формулой (2.1); /т° — коэффициент трения, полученный на машине трения.
Для податливых в осевом направлении ведомых дисков с накладками из материала F 202 kT = 0,65...0,75, а для жестких дисков с фрикционными накладками из материала шифра 56 &т — 0,35...0,45. Полученный таким образом коэффициент kv вводится в формулы (2.72) и (2.73) в виде /Т=АТ/°Т.
Тепловая нагруженность поверхностей трения [45]
»m« = »K + »* + »»- (2Л04)
где fly — объемная температура; ^-—поверхностная темпера­тура; ©всп температура вспышки.
На базе работ А. В. Чичинадзе авторами была предложена следующая зависимость для вычисления поверхностей темпера­туры в процессе динамического нагружения поверхностей тре­ния:

(£ = 1,2), (2.105)
где aTMk-—коэффициент распределения тепловых потоков, при­ходящихся на А-й элемент пары трения; hk — эффективная тол­щина k~Yo элемента трения; /Ск.п.кт коэффициент, характери­зующий формирование конструктивной площади контакта и определяемый по формулам (2.29) или (2.100); Ааи  номи­нальная площадь контакта &-го элемента пары трения; %k — коэффициент теплопроводности; п — индекс суммирования; ak — коэффициент температуропроводности; N^i и LT? — мощ­ность 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 динами­ческого нагружения поверхностей трения формула Шаррона [45] преобразована к виду
»M=J^L —7-- drV^Tt (2.Ю6)
У 2      Л Uh V яг + *3 У я*'Ян ft* - Vft+il J
где dr — средний диаметр пятна касания микронеровностей; Аг — площадь фактического пятна касания; а2 — коэффициент температуропроводности материала фрикционной накладки; %х и К2— коэффициент теплопроводности материалов микронеров­ностей и поверхности фрикционной накладки; RH— наружный
радиус фрикционной накладки ФС; <р^—фн-i — относительная угловая скорость скольжения фрикционных дисков ФС.
Формула   (2.106)   справедлива   при  числе   Пекле   Ре =
=Rndr (щ—Ф*н-1) /а2 > 20.
Сцепления обычно имеют высокие начальные скорости скольжения, как правило, Ре>20. В конце скольжения относи­тельные скорости становятся малыми и Ре^20, температура вспышки ©всп составляет менее 5% поверхностной температуры
и можно прекратить ее вычисление.
Так как в процессе нагрева возникают пластические дефор­мации микровыступов, то площадь фактического контакта
где Nk — нормальная нагрузка на /г-и поверхности трения: НВ2твердость по Бриннелю материалов 2-й поверхности на­кладки.
Средний диаметр пятна пластического микроконтакта

где r\, him — радиус закругления и максимальная высота мик­ровыступов; Ьоь Vi параметры опорной кривой микронеров­ностей; Aci — контурная площадь контакта.
Твердость фрикционных накладок ФС зависит от темпера­туры и в процессе нагревания уменьшается [45]:

где НВ20 — твердость материала при нормальной температуре; triu шъ тпз — постоянные коэффициенты; Ф'™ температура, при которой НВ2 максимальна; б'^п объемная температура после п-го включения сцепления.
По зависимостям (2.104)...(2.106) подсчитывалось измене­ние температур •&*, фвсп и ©max 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 /Ск.п.кт позволяет оценивать не среднюю поверхностную температуру, а температуру на поверхности зон фрикционных накладок, в которых они наиболее активно кон­тактируют с контртелом. Отсюда и следует, что в рассматри­ваемом случае температура в этих зонах у жесткого диска в 1,5 раза больше, чем у податливого, хотя энергии, рассеивае­мые на контакте, имели близкие значения.
По известной энергетической интенсивности изнашивания /э (2.33) и (2.35) в процессе моделирования динамических про­цессов в ФС на ЭВМ может быть вычислен линейный износ фрикционных накладок за одно выключение:



1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я