Методика расчета основных размеров, нагруженности и долговечности пар трения автотракторных сцеплений

Размещено на http://www.allbest.ru/

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

МЕТОДИКА РАСЧЕТА ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ, НАГРУЖЕННОСТИ И ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПАР ТРЕНИЯ АВТОТРАКТОРНЫХ СЦЕПЛЕНИЙ

Специальность 05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

Карпов Дмитрий Сергеевич

Москва 2009

Работа выполнена в Федеральном государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Ярославская государственная сельскохозяйственная академия».

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Щеренков Георгий Михайлович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Лужнов Юрий Михайлович, кандидат технических наук, профессор Селифонов Валерий Викторович

Ведущее предприятие: ЗАО «Производственная компания «Ярославич»

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Проблемы надежности и долговечности транспортных и тяговых машин привлекают к себе постоянное внимание отечественных и зарубежных ученых, конструкторов и технологов в связи с тем, что даже небольшое повышение их значений приносит существенную экономическую эффективность на предприятиях любых форм собственности. Большое число экспериментально - теоретических работ по двигателям, несущим системам, шинам и другим агрегатам явилось одной из главных предпосылок к увеличению их надежности и долговечности.

На этом фоне особенно заметным становится недостаточное внимание, которое уделяется исследованию фрикционных сцеплений, хотя общеизвестно, что этот агрегат является наименее надежным в трансмиссии автомобилей, тракторов и других транспортных машин.

В свете новых достижений фундаментальных наук немногочисленные известные работы последних лет не могут восполнить существенных пробелов, относящихся к теории и расчету сцеплений и особенно их пар трения, определяющих, в конечном счете, необходимую и равную долговечность этого узла, силового агрегата и трансмиссии в целом.

Подобная постановка задачи исследования находится в полном соответствии с мировыми тенденциями и требованиями отечественных потребителей, так как услуги сервисных или ремонтных предприятий и организаций в настоящее время зачастую намного превышают стоимость деталей подлежащих замене.

Целью диссертационной работы является улучшение эксплуатационных свойств фрикционных сцеплений транспортных и тяговых машин за счет разработки и уточнения тех вопросов расчета, которые требуются для инженерного проектирования и прогнозирования долговечности этого узла. Экспериментальное изучение свойств фрикционных накладок с разработкой рекомендаций по их практическому применению в машиностроительной отрасли.

Объект исследований: способы и методы улучшения эксплуатационных свойств фрикционных сцеплений транспортных и тяговых машин.

Научная новизна заключается в следующем:

- впервые предложена методика расчета площади трения автотракторных сцеплений, отличающийся от известных тем, что в нем учитываются основные характеристики двигателя, трансмиссии и машины в целом с применением критериев нагруженности.

- на этой основе предложена методика проектного расчета пары трения сцепления, в которой все параметры определяются однозначно, во взаимосвязи и с достаточной для практических целей точностью.

-уточнен метод расчета долговечности сцеплений введением коэффициента весовой (тяговой) загрузки машины в характерных условиях эксплуатации.

Практическая ценность. Внедрены в СПК ОПХ «Михайловское» Ярославского района Ярославской области на тракторы МТЗ новые типы безасбестовых фрикционных накладок ведомого диска сцепления, что позволило довести их г - процентный ресурс до 12 тысяч моточасов. Внедрение данного типа накладок в автопарке такси «Фаворит» (г. Ярославль), продлевает их г - процентный ресурс (г = 90%) в первой категории условий эксплуатации до 200 тысяч километров или в 1,25 раза.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы в различное время были рассмотрены и обсуждены:

- на межвузовских научно-методических конференциях Ярославской ГСХА (2005-2006-2007 гг.);

- на конференциях молодых ученых Ярославской ГСХА (2005-2006-2207 гг.);

- на шестом международном симпозиуме по фрикционным изделиям и материалам ЯРОФРИ в ОАО «ТИИР», 2006 г.;

- на кафедре «Автомобили» Московского Государственного Технического Университета «МАМИ», 2009 г.

Публикации. Основные результаты диссертационной работы изложены в 6 печатных трудах автора.

Структура и объем работы: диссертация состоит из введения, четырех основных глав, общих выводов к работе, списка используемой литературы из 135 источников. Работа изложена на 147 страницах и содержит 18 рисунков, 11 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, сформулированы цели и задачи исследования, изложены основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе изложены тенденции развития современных сцеплений транспортных и тяговых машин. Описаны современные и перспективные пары трения фрикционных сцеплений, изложены основные положения теории трения и износа, классифицированы и характеризованы методы испытаний сцеплений и их пар трения и методы согласования основных характеристик сцепления, ДВС, трансмиссии и машины в целом. По этим вопросам анализируются работы В. М. Шарипова, Г. М. Кутькова, А. И. Гришкевича, А. К. Фрумкина, А. В. Чичинадзе, И. В. Крагельского, Г. М. Щеренкова, а также работы фирм «ТИИР», «Фритекс», «Сахс», «Феродо», «Валео» и др.

Рассмотрены тенденции развития автотракторных сцеплений. Определено, что для легковых автомобилей наиболее перспективны сегодня и в ближайшем будущем однодисковые и двухдисковые сцепления с диафрагменной нажимной пружиной, а для сельскохозяйственных машин, грузовых автомобилей и тракторов - однодисковое сцепление с обратной диафрагменной пружиной.

Наибольшее распространение в настоящее время имеют фрикционные безасбестовые накладки эллипсно - навитого типа. При снижении стоимости перспективны накладки из металлокерамики и на основе углеродных волокон.

Предложена классификация фрикционных накладок ведомых дисков сцепления, которая показана на рисунке 1.

Рисунок 1 - Классификация фрикционных накладок сцеплений

Рассмотрены основные положения современной теории трения и износа, которые будут использоваться при анализе результатов исследования.

Рассмотрены известные методы испытаний сцепления, его механизмов и деталей. Определено, что в аспекте достоверности быстроты и экономичности наиболее приемлемы, для данной работы являются ускоренные стендовые испытания.

Рассмотрены известные методы согласования основных характеристик автотракторных ДВС, сцепления и машины в целом, т. е. нагруженности сцепления. Установлен необходимый комплекс показателей нагруженности. Показано, что этот комплекс показателей не рассматривался с 1985 года и, следовательно, не учитывает все достижения в авто- и тракторостроении, а также материаловедении за последние 20 лет.

На защиту выносятся следующие вопросы:

1. Анализ дефектов пар трения автотракторных сцеплений по результатам стендовых, дорожных и эксплуатационных испытаний в аспекте молекулярно - механической теории трения и износа.

2. Оценка тенденции изменения установленного комплекса критериев нагруженности сцеплений и их предельных значений.

3. Принятые методики и оборудование для проведения испытаний на стендах и дороге.

4. Оценка результатов испытаний и рекомендации по применению новых типов фрикционных накладок.

5. Методика и порядок расчета автотракторных сцеплений, включающие в себя: расчет площади трения сцепления и расчет долговечности сцепления.

Во второй главе рассмотрены известные дефекты пар трения сцеплений транспортных и тяговых машин.

На основе анализа известных показателей надежности предложен комплекс критериев механической и тепловой нагруженности автотракторных сцеплений, названных нами условно, как статические (расчетные), тепловые и динамические (эксплуатационные).

На основе известных данных определены и систематизированы основные дефекты пар трения и причины их появления.

К ним относятся: повышенный износ накладок ведомого диска, потеря контртелами первоначальной формы, потеря парой трения способности к передаче крутящего момента от двигателя на ведущие колеса, разрушение накладок от действия центробежных сил, состояние поверхностей трения накладок и контртел и вибрации транспортных машин при трогании их с места.

Эти дефекты рассматривались в аспекте общих требований к надежности деталей машин и конкретных технических требований заводов - потребителей. Показано, что основной причиной появления этих дефектов является характерный, для сцеплений транспортных машин, повторно-кратковременный (теплоимпульсный) режим их работы. Влияние этого режима зависит от физико-механических свойств и структуры накладок и контр тел, конструкции сцепления и его деталей, а так же величины эксплуатационных нагрузок. Так разрушение фрикционных накладок от действия центробежных сил сильно зависит от величины объёмных температур (t_V), способа изготовления (формованные или из нитей), плотности и линейных размеров. Так эллипсно-навитые накладки с наружным диаметром (D_H) 200 мм имеют прочность (n_р) в 6-8 раз выше, чем формованные накладки с наружным диаметром 400 мм. При увеличении объёмной температуры (t_V) от 50⁰ до 250⁰С у накладок первого типа прочность (n_р) уменьшается на 20-30%, а у накладок второго типа в 1…1,5 раза.

Износ накладок, наступивший ранее гарантийного срока службы машины, объясняется теми же причинами, описанными ранее. В настоящее время наиболее эффективным является уменьшение износа за счет применения безасбестовых эллипсно-навитых накладок, которые, заменили формованные накладки на основе асбеста на всех легковых, в большинстве грузовых и на многих сельскохозяйственных машинах. Кроме того, применение упругих в осевом направлении ведомых дисков (УВД) позволяет увеличить долговечность сцепления с накладками всех типов в 4-7 раз, что было предположено и доказано Г. М. Щеренковым около 40 лет назад.

Потеря парой трения способности к передаче крутящего момента зависит и от свойств фрикционных накладок, и от усилия нажимных пружин. Наиболее стабильны в этом отношении сцепления с диафрагменной нажимной пружиной и с организованной системой вентиляции.

Потеря контртелами первоначальной формы (коробление) так же зависит от материаловедческих и конструктивных факторов. Этот дефект уменьшается при снижении твердости накладок ведомого диска и введением легирующих добавок в состав чугунов, из которых изготавливаются контртела. Например, введение марганца в количестве 1,7…2,0% уменьшает коробление в 1,5-1,7 раза. Использование УВД также уменьшает коробление.

Состояние поверхностей трения накладок и контртел оценивается «намазыванием», т. е. переходом материала контртел на фрикционные накладки, «наволакиванием», т. е. переносом материала фрикционных накладок на контртела, а также интенсивностью и количеством цветов побежалости (пятен «прижогов») на контртелах.

У фрикционных накладок это кольцевые канавки, растрескивание и вырывы на поверхности трения. Причины и методы их устранения одинаковы с теми, что было описано для контртел. Вибрации, при трогании машины с места, за рубежом конкурируют по важности с другими дефектами сцепления, однако этот специфический вопрос в данной работе не рассматривался, так как требует специального исследования.

Рассчитаны критерии нагруженности К₂, К₃, К₄, которые показаны в таблицах 1, 2, 3 и названы нами статическими.

долговечность фрикционный автотракторный сцепление

Таблица 1 - Динамика изменения показателя нагруженности К₂

Значения К2, Нм/см2 за период
*1970-1975 гг.	*до 1985г.	до 1995г.	до 2008г.	прогноз на 2015г.
Легковые автомобили с Vp<1,2 л
0,28	0,29	0,30	0,31±0,01	0,32
Легковые автомобили с Vp<1,8 л
0,36	0,37	0,38	0,40±0,04	0,44
Легковые автомобили с Vp<3,5 л
0,48	0,49	0,50	0,70±0,1	0,80
Грузовые автомобили и автобусы с бензиновым ДВС
0,34	0,38	0,40	0,42±0,1	0,50
Грузовые автомобили, автобусы, тракторы с дизельным двигателем
0,46	0,48	0,50	0,52+ 0,3-0,12	0,6

*данные Г. М. Щеренкова

здесь: , (1)

где: M_крmax - максимальный крутящий момент двигателя машины, Нм;

S_H - площадь трения, см².

Таблица 2 - Динамика изменения показателя нагруженности К₃

Значения К3, Вт/см2 за период
*1970-1975 гг.	*до 1985 г.	до 1995 г.	до 2008 г.	прогноз на 2015г.
Легковые автомобили с Vp<1,2 л
120	120	125	150 ±20	160
Легковые автомобили с Vp<1,8 л
145	150	170	200 ±20	210
Легковые автомобили с Vp<3,5 л
192	200	210	280 ±2060	300
Грузовые автомобили и автобусы с бензиновым ДВС
94	104	130	160 ±60	180
Грузовые автомобили, автобусы, тракторы с дизельным двигателем
96	110	120	130 ±2060	150

*данные Г. М. Щеренкова

здесь: , (2)

где: N_max - максимальная мощность двигателя, Вт.

Таблица 3 - Динамика изменения показателя нагруженности К₄

Значения К4, Дж/см2 за период
*1970-1975 гг.	*до 1985г.	до 1995г.	до 2008г.	прогноз на 2015г.
Легковые автомобили с Vp<1,2 л
220	230	250	260 ±20	270
Легковые автомобили с Vp<1,8 л
300	320	350	360 ±40	380
Легковые автомобили с Vp<3,5 л
400	440	450	460 ±40	480
Грузовые автомобили и автобусы с бензиновым ДВС
390	400	410	420 ±40	440
Грузовые автомобили и автобусы
176	200	240	275±20	300
Колесные / гусеничные тракторы
50/16	60/48	70/20	75/20	75/22

*данные Г. М.Щеренкова.

здесь: , (3)

где: А_б - работа буксования сцепления при трогании машины с места, Дж.

Рассчитывается для первой передачи в КПП для легковых автомобилей; для второй передачи - для грузовых автомобилей; для высшей транспортной передачи - для сельскохозяйственных тракторов.

, (4)

где: - момент инерции машины, приведенный к валу сцепления;

- угловая скорость ведущих частей перед началом буксования;

- момент сопротивления движению;

- коэффициент, учитывающий форму внешней скоростной характеристики (ВСХ).

По рекомендации Г. М. Щеренкова [5]:

= 0,72 - для дизельных двигателей;

= 1,23 - для бензиновых двигателей.

На детали пары трения сцепления (фрикционные накладки, нажимной диск, маховик) действуют механические и тепловые нагрузки. К первым относят, прежде всего, центробежные силы, вызывающие напряжение разрыва у_Р. Их принято выражать через число оборотов разрушения n_р, мин^-1, тогда условие прочности будет иметь вид:

, (5)

здесь: [n_р]= 1,5…2,0 n_max,

где:[n_р] - допускаемое число оборотов детали пары трения на разрыв, мин^-1;

n_max - число оборотов двигателя, рассматриваемой машины при максимальной мощности, мин^-1;

г -плотность материала рассматриваемой детали;

[у_р] - допускаемое напряжение разрыва, МПа;

r_с - средний радиус рассматриваемой детали, мм.

При назначении [у_р] и [n_р] необходимо учитывать отрицательное влияние объёмных температур t_v.

Тепловая нагруженность пары трения сцепления определялась расчетным путем по приросту объёмной температуры нажимного диска Дt_V.

, ^oC (6)

где: г - коэффициент распределения теплоты между деталями пары трения; для однодисковых сцеплений г = 0,5;

А_б - работа буксования при единичном трогании с места, которая определяется из формулы 4, Дж;

G - масса нажимного диска, кг;

С - теплоёмкость материала рассчитываемой детали, ккал/кг ^oC;

Допускаемое значение [Дt_V] ? 15 ^o C.

Пример: Определим Дt_V сцепления ЗИЛ-5301.

Здесь: г = 0,5;

А_б = 41200 Дж;

G = 3,6 кг, материал- серый чугун;

С = 0,115 ккал/кг ^oC.

=12 ^oC, что меньше [Дt_V].

Таким образом:

Дt_V = 12 ^oC ? [Дt_V]. (7)

Для оценки эксплуатационной (динамической) нагруженности сцеплений использовался показатель a_z.

, Дж /см²•км (8)

Здесь: УА_б - суммарная работа буксования сцепления за пробег в 1000 км в определённых условиях эксплуатации.

1. На основе анализа известных показателей надёжности предложен комплекс критериев механической и тепловой нагруженности автотракторных сцеплений, названных нами, как статические, тепловые и динамические.

2. На основе известных данных определенны и систематизированы основные дефекты пар трения и причины их появления.

3. Предложены критерии нагруженности K₂, K₃, K₄, a_z и t_v c учётом назначения машин и условий эксплуатации за период 1985 - 2008гг.

В третьей главе описывается оборудование, методики испытаний и некоторые результаты. Испытания проводились:

1. На образцах серийных и опытных фрикционных материалов на стационарных машинах трения типа И-32;

2. На серийных и опытных накладках при испытании на прочность от действия центробежных сил на стендах «ИКАР»;

3. В сцеплениях грузовых, легковых автомобилей и тракторов на фрикционную теплостойкость на стендах инерционного типа «ИКС» ОАО «ТИИР» и «СИФС» ОАО «Фритекс». Их схемы показаны на рисунках № 2 и № 3 соответственно. Циклограмма работы стенда «ИКС» показана на рисунке №4, а процесс единичного включения сцепления на стенде «СИФС» на рисунке № 5. Результаты испытаний на этих стендах показаны в таблицах № 4 и № 5 соответственно.

4. В сцеплениях тракторов, грузовых и легковых автомобилей при дорожных и эксплуатационных испытаниях. Эти результаты представлены в таблице №6.

Рисунок 2 - Схема инерционного стенда «ИКС» на ОАО «ТИИР»

1 - электродвигатель постоянного тока; 2 - инерционная масса; 3 - повышающий редуктор; 4 - испытуемое сцепление; 5 - механизм для снятия сцепления со стенда; 6 - двуплечий рычаг с тензодатчиками.

Рисунок 3 - Схема инерционного стенда «СИФС» 1 - рама; 2 - главный двигатель стенда; 3 - тормозное устройство; 4 - маховая масса привода; 5 - опоры маховой массы; 6 - промежуточный вал; 7 - передвигаемая стойка крепления сцепления; 8 - кожух системы вентиляции; 9 - сцепление с приводом; 10 - тензометрический вал; 11 - опоры блока ведомых инерционных масс; 12 - тормозное устройство; 13 - виброопоры; 14 - узел инерционных масс; 15 - подвижное секционное ограждение.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4 - Циклограмма работы стенда «ИКС» 10- разгон испытуемого сцепления двигателем; 11- торможение инерционной массы сцеплением; 12- время охлаждения.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5 - Процесс единичного включения сцепления на инерционном стенде «СИФС». щ_Н - начальная угловая скорость вращения; щ₁ и щ₂ - угловая скорость вращения ведущих и ведомых частей сцепления; щ₁ = щ₂ = щ_С - угловая скорость синхронизации ведущих и ведомых частей сцепления; ц - угол буксования (путь трения); t_б и t_о - время буксования и охлаждения сцепления; М_т и М_с - момент трения и момент сопротивления; М_т ? М_с - условие начала вращения ведомых частей сцепления, когда щ₂ >0.

Таблица 4 - Результаты испытаний фрикционных накладок, полученных на инерционном стенде ОАО «ТИИР»

Тип сцепления	Тип накладки	Износостойкость j, МДж / см3 (2000 С)	Момент трения Мтр, Н•м
Ваз 2101 200•142 мм	321-24 (Россия) F 3112 (Англия) В 2510 (Германия) ТИИР 100 (Россия)	9,8 17,0 16,6 14±3	201 160 136 197±19
Ваз 2108 190•130 мм	321-24 (Россия) F 3119 (Англия) Т 361/4 (Германия) 113 (Россия)	10,9 30±14 29±5 14,5	203±15 193±13 139±5 175±5
МТЗ 340•200 мм	156 (Россия) V 202 (Франция) В 2120 (Германия) 221 (Россия) НФ120(Россия)	7,5±2 15±10 25 24±1,7 25±0,5	643 665 568 609 592

Таблица 5 - Результаты испытаний фрикционных накладок, полученных на стенде «СИФС» ОАО «Фритекс»

Тип сцепления	Тип накладки	Износо-стойкость j, МДж / см3 (2000 С)	Средн. момент трения, Мтр, Нм	Средн. коэф. трения м	Состояние поверхностей трения
ЗИЛ-130	501,Эллипсно-навитые с латунной проволокой без асбеста	15	800±20	0,24	Без дефектов
ЗИЛ-130	510,Эллипсно-навитые с латунной проволокой без асбеста	10	750	0,22	Без дефектов
ЗИЛ-130	НСФ-12, формованные на основе асбеста	7,5	1040	0,28	Кольцевые канавки, микротрещины

Таким образом, по главе сделаны следующие выводы:

1. Установлено, что на прочность фрикционных накладок наиболее существенное влияние оказывают: объёмная температура накладок t_v, линейные размеры накладок D•d и их плотность, с уменьшением которых прочность n_р увеличивается.

Большое влияние оказывает и структура материала. Упорядоченные структуры на основе нитей (полимерных, металлических, комбинированных и графитовых) имеют более высокую прочность.

2. Методом стендовых испытаний определены показатели фрикционной теплостойкости различных типов материалов накладок в различных конструкциях сцеплений, откуда делается вывод о том, что наиболее приемлемыми и перспективными, особенно в тракторных сцеплениях являются накладки шифра 501 фирмы «ТИИР» и шифра 510 фирмы «Фритекс».

3. Методом дорожных испытаний определен комплекс показателей эксплуатационной нагруженности автотракторных сцеплений, прослежена динамика, и причины их изменения во времени. Намечены пути повышения долговечности за счет применения новых типов (классов) фрикционных материалов.

В четвертой главе изложена методика расчета основных размеров и параметров автотракторных сцеплений. Здесь предложен новый метод определения необходимой площади трения сцепления, отличающийся от известных тем, что в нем учитываются основные характеристики двигателя, трансмиссии и машины в целом с помощью критериев нагруженности и их допускаемых значений.

Методика основана на результатах исследований, изложенных в 2 и 3 главах диссертации. При этом последовательно и во взаимосвязи необходимо решить три главных вопроса: расчет площади трения фрикционных накладок, определение основных параметров сцепления и расчет долговечности сцепления.

В основе расчета площади трения фрикционных накладок лежат значения критериев К₂, К₃, К₄ записанные в виде:

, (9)

, (10)

, (11)

здесь: [K₂], [К_З], [К₄] - допускаемые значения этих критериев, за которые предлагается принимать их прогнозируемую величину, указанную в последних колонках таблиц 1, 2, 3. Отсюда:

, (12)

, (13) , (14)

Площадь трения S_H выбирается в диапазоне S_Hmin...S_Hmax прежде всего с учетом величины эксплуатационной нагруженности а_z (по формуле 8), а также с учетом конструкции сцепления, типа фрикционных накладок ведомого диска, тепловой нагруженности, и объявленного срока службы сцепления (гарантийного, до первого капитального ремонта или иного).

Фрикционные накладки ведомого диска выполняются чаще всего в виде колец с наружным и внутренним диаметрами D_Н и D_В и толщиной h.

Поэтому для этого случая:

, (15)

где: i - число поверхностей трения, т. е. накладок.

Примем: ; (16)

Статистически определено, что:

л = 0,67 ± 0,07 - для сцеплений легковых автомобилей;

л = 0,55 ± 0,05 - для сцеплений грузовых автомобилей и тракторов.

Тогда после некоторых преобразований:

, (17)

, (18)

Полученные значения D_Н и D_В округляются до ближайших стандартизированных величин. Следует заметить также, что величина площади накладок S_H будет уменьшена за счет площади отверстий под заклепки и возможных вентиляционных канавок.

Толщина накладок h обычно лежит в пределах 3…6 мм и назначается с учетом предполагаемого срока службы по износу накладок и минимального момента инерции ведомого диска в сборе.

Этот раздел расчета заканчивается проверкой накладок на прочность от действия центробежных сил по формуле 5.

На основании предыдущих разделов настоящей работы представляется целесообразной следующая последовательность расчета после определения площади трения S_H, не отличающаяся существенно от известных:

1. Определение коэффициента запаса сцепления в. Известно, что:

, (19)

2. Определяется расчетный момент трения сцепления

, (20)

3. Определяются особенности конструкции сцепления: тип ведомого диска (упругий или жесткий, наличие гасителя крутильных колебаний), тип нажимного устройства, размер от поверхности трения накладок до головок заклепок (ресурс накладок по износу) 2L.

4. Определяется нажимное усилие пружин Р_НУ и давление Р_О для ведомого диска, изношенного на величину 2L.

, Па (21)

, Па (22)

5. Выбор типа накладок (НФС).

Выбор производится, как правило, по ГОСТ 1786 - 95 с учетом рекомендаций, изложенных в главе 1. В случаях, когда параметры спроектированного сцепления и машины не имеют близких аналогов, составляются специальные технические требования на разработку нового типа НФС.

6. Затем производится тепловой расчет по уравнению 6.

Расчеты по вышеизложенной методике показывают, что полученные параметры оказываются весьма близкими к параметрам серийно выпускаемых сцеплений (ЯМЗ-181, ВАЗ, МТЗ и др.), хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации и которые, таким образом могут служить эталоном при оценке точности предложенного метода расчета.

Таким образом, на основе теоретического и экспериментального исследования создана методика, где в отличие от известных методов, все параметры определяются однозначно с достаточной для проектных и поверочных расчетов точностью и могут использоваться в учебном процессе.

Теоретическое определение долговечности (срока службы сцепления) является проблематичной задачей, т. к. на него действует множество факторов и их сочетаний, и оно может терять работоспособность по причине поломок, износа, потери упругости пружин, нагрева и т. д. Поэтому, очевидно, что для разработки методики расчета, пригодной для практических целей необходимы экспериментальные данные.

При дальнейшем рассмотрении вопроса приняты следующие допущения:

1. «Слабым» элементом сцепления являются фрикционные накладки ведомого диска, и их износ является определяющим фактором в сроке службы.

2. Износ накладок прямо пропорционален работе буксования сцепления в характерных условиях эксплуатации машины конкретного типа и подчиняется гипотезе суммарного накопления повреждений при различных уровнях переменных нагрузок.

3. Предыдущее допущение справедливо и для результатов испытаний на стендах.

4. В расчете должна учитываться доля работы данного типа машины в характерных условиях эксплуатации.

Анализируя известные работы по этому вопросу можно придти к выводу, что принятым допущениям наиболее соответствует метод Г. М. Щеренкова, по которому долговечность сцепления:

, км (23)

здесь: L₁ - толщина накладки от поверхности трения до головки заклепки (ресурс износа), мм;

j₁,j₂,…j_n - показатели износостойкости в различных условиях эксплуатации, МДж/см³;

k_n1,k_n2…k_nn - коэффициенты распределения пробега машин в различных условиях эксплуатации;

a_Z1…a_Zn - критерии эксплуатационной нагруженности определяются из выражения 8.

Значения эксплуатационной нагруженности a_Z были определены нами на автомобилях ЗИЛ - 130, ГАЗ-3302, ГАЗ-3309, модификациях ВАЗ, Форд, Опель в Ярославле в режиме деловой поездки, такси, развозка грузов, а также на пригородном и загородном шоссе и грунтовых дорогах в разное время суток при наружной температуре воздуха от +15 до -30⁰С.

Набор данных продолжается, а некоторые результаты дорожных испытаний представлены в таблице 6 [5].

Таблица 6 - Результаты дорожных испытаний автомобильных сцеплений

Тип автомобиля	Условия эксперимента	aZ, Дж/см2•1000км	tv, 0С	Vср, км/ч
		Время эксперимента, годы
		1975…80	2002…08	1975…80	2002…08	2002…08
Легковой	Ярославль	60	210…360	100…120	140…180	17…23
	Загородное шоссе	3,8	4,0…4,2	80…100	80…100	-
Грузовой	Ярославль	85	300…510	100…120	140…200	12…17
	Загородное шоссе	5,5	6,0…7,0	80…100	80…100	-
	Грунт, просёлок	68	60…70	80…140	90…140	-

Из таблицы 6 следует, что значения эксплуатационной нагруженности (a_Z) и объёмной температуры (t_v) за рассматриваемый период сильно возросли в городских условиях, прежде всего из-за резкого роста участников движения и его организации при практическом отсутствии этого роста в других условиях. Вероятнее всего в ближайшее время рост a_Z продолжится. Поэтому становится понятным незначительный рост критериев нагруженности К₂, К₃ и К₄, а следовательно и уменьшение величины площади трения S_H, к которому постоянно стремятся конструкторы. Кроме того, это означает, что с ростом показателя a_Z долговечность автотракторных сцеплений будет уменьшаться. При сохранении такой ситуации необходим переход на новые типы фрикционных накладок, свойства которых описаны в главе 3. Некоторые значения показателей износостойкости j, определенные нами, представлены в таблицах 4 и 5.

к_n1...к_nn - коэффициенты, учитывающие долю работы машины в конкретных условиях эксплуатации. Эти коэффициенты были предложены Г. М. Щеренковым более тридцати лет назад и очевидно подлежат корректировке в соответствии с резко изменившимися условиями эксплуатации. На основании анализа наблюдений 2002…2008г. характерные условия эксплуатации различных типов машин и соответствующие им к_n представлены в таблице 7.

Здесь же представлена доля загрузки машины в конкретных условиях эксплуатации К_Н не учтенная Г. М. Щеренковым и определена в результате наших наблюдений в 2002…2008 гг. Очевидно, что загрузка машины зависит от ее назначения, и она оказывает значительное влияние на величину показателя эксплуатационной нагруженности a_Z.

Таблица 7 - Характерные условия эксплуатации различных типов машин и соответствующие им коэффициенты доли работы машины в конкретных условиях и доли загрузки

№ п/п	Тип машины	Назначение машины	Для кn и КН в конкретных условиях эксплуатации
1.	Легковой автомобиль	Индивидуального пользования	Загородное шоссе: кn1 = 0,2; КН1 =0,5…1,0
			Областной город или мегаполис: кn2 = 0,5; КН2 = 0,5…1,0
			Пригородное шоссе: кn3 = 0,2; КН3=0,5…1,0
			Грунт: кn4= 0,1; КН4 =0,5…1,0
		такси	кn1 = 0,2; КН1 =0,5…0,7; кn2 =0,6…0,7; КН2 = 0,5…0,7; кn3 =0,1… 0,2; КН3=0,5…0,7;
2.	Автобус	Городской	кn2 = 0,8…0,9; КН2= 0,5…0,8;
		Пригородный	кn1 = 0,2; КН1 = 0,8…1,0; кn2 = 0,2; КН2 = 0,8…1,0; кn3 =0,6; КН3 = 0,8…1,0;
3.	Грузовой автомобиль	Общего назначения	кn1 = 0,1; КН1 = 0,5; кn2 = 0,6; КН2 = 0,5; кn3 =0,3; КН3 = 0,5;
		С.х. назначения	кn1 = 0,1; КН1 = 0,5; кn2 = 0,2; КН2 = 0,5; кn3 =0,4; КН3 = 0,5…0,8; кn4 = 0,3; КН4 =0,25…0,5;
		Самосвал	кn2 = 0,6; КН2 = 0,5; кn3 =0,4; КН3 = 0,5;
		Междугородние перевозки	кn1 = 0,6; КН1 = 0,8; кn2 = 0,2; КН2 = 0,8; кn3 =0,2; КН3 = 0,8;

С учетом К_Н1… К_Нп предполагаемый срок службы сцепления.

, км (24)

Из таблицы 6 следует, что в классе легковых автомобилей, эксплуатирующихся в условиях, где определяющими являются дорожные условия (загородное шоссе с твердым покрытием, грунт) значения a_Z уменьшаются с уменьшением отношения G_a / N_max. При этом наружный диаметр увеличивается. Там, где определяющим фактором является организация движения (город, пригород) эта тенденция значительно слабее.

Сцепления грузовых автомобилей имеют наибольшую долговечность при преимущественной эксплуатации за городом. Особенностью грузовых автомобилей сельскохозяйственного назначения является сравнительно небольшой коэффициент загрузки, откуда можно было бы сделать вывод о высокой долговечности сцепления. Однако, достаточно нескольких случаев застревания автомобиля и последующей «раскачки», чтобы сцепление вышло из строя раньше всех расчетных сроков. Тип двигателя оказывает наибольшее влияние в тех условиях эксплуатации, где определяющим фактором является профиль дорог. В этих случаях значения эксплуатационной нагруженности (a_Z) сцеплений автомобилей с дизельным двигателем меньше, чем у сцеплений автомобилей с бензиновыми двигателями за счет меньшей величины угловой скорости щ_Н перед началом буксования (см. формулу 4). Отсюда следует, что расчетный срок службы сцеплений у машин с дизельными двигателями больше, чем у машин с бензиновыми двигателями, что подтверждается данными их эксплуатации. По уравнению 24 были рассчитаны значения долговечности (Д) некоторых машин в условиях эксплуатации, указанных в таблице 8.

Таблица 8 - Расчетные и статистические значения долговечности сцепления различных машин.

№ п/п	Тип машины	Расчетное значение Д, тыс. км	Статистические данные Д, тыс. км
1.	Форд Фокус (такси)	160	150…190	Данные парка такси «Фаворит» г. Ярославль
2.	Фольксваген (индивидуального пользования)	170	120…200	Данные организации по ремонту и сервисному обслуживанию (Автосервис «ИП») г. Ярославль
3.	ГАЗ-3302 (автомобиль сельскохозяйственного назначения)	110	50…125	Данные сельскохозяйственного предприятия Ярославской области

Сопоставление расчетных и статистических значений долговечности показывает приемлемость предложенного метода для определения среднего срока службы сцепления, а по нижней границе поля рассеяния - гарантийного срока.

1. Предложен новый метод определения необходимой площади трения сцепления, отличающийся от известных тем, что в нем учитываются основные характеристики двигателя, трансмиссии и машины в целом с помощью критериев нагруженности и их допускаемых значений.

2. На этой основе предложена методика расчета основных параметров сцепления, где они определяются последовательно и однозначно.

3. Уточнен расчет долговечности сцепления учетом коэффициента загрузки машины.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Рассмотрены тенденции развития сцеплений транспортных и тяговых машин. Определено, что для легковых автомобилей наиболее перспективны однодисковые и двухдисковые сцепления с диафрагменной пружиной; для сельскохозяйственных машин, грузовых автомобилей и тракторов однодисковое сцепление с обратной диафрагменной пружиной.

2. Предложена классификация фрикционных накладок ведомого диска сцепления и показано, что в настоящее время наиболее соответствуют формуле «цена-качество» безасбестовые накладки эллипсно-навитого типа. При снижении стоимости перспективны накладки из металлокерамики и композитов на основе углерода.

3. Рассмотрены известные методы согласования основных характеристик автотракторных ДВС, сцепления и машины в целом. Установлен необходимый комплекс показателей нагруженности, значения которых не определялись с 1985 года и, следовательно, не учитывают все достижения в авто- и тракторостроении, а также материаловедении за последние 20 лет. В комплекс расчетных показателей входят: максимальный крутящий момент, мощность двигателя и работа трения отнесенные к площади трения сцепления, число оборотов разрыва накладок от действия центробежных сил и объемная температура в деталях пар трения за одно трогание машины с места. В комплекс эксплуатационных показателей входят: удельная работа буксования и объемная температура t_V в картере сцепления.

4. Установлены причины дефектов пар трения современных сцеплений, среди которых являются наиболее существенными:

- разрушение фрикционных накладок под совместным действием механических и тепловых нагрузок. Опасность разрушения снижается при применении фрикционных накладок изготовленных на основе нитей, при уменьшении плотности, повышении теплостойкости материала и при уменьшении наружного диаметра накладок.

- коробление контртел (КНД), воздействующие под воздействием теплоимпульсного режима нагружения и неравномерного распределения тепловых потоков по их радиусу. Оно уменьшается при уменьшении твердости и поля накладок, при введении в материал контртел легирующих добавок, например марганца (Mn), при применении упругих в осевом направлении ведомых дисков (УВД), которое является наиболее эффективным, снижающим коробление практически до нуля.

- недостаточная износостойкость (долговечность) фрикционных накладок, которая увеличивается при применении новых теплостойких классов материалов (металлокерамика и углеродные композиты) и применение УВД.

5. Впервые с 1985 года исследована динамика изменения расчетной и эксплуатационной нагруженности автотракторных сцеплений. Установлено, что за этот период расчётная нагруженность изменилась незначительно, что позволило экстраполировать их значения на 2015 год, которые, и приняты в качестве допускаемых при расчете площади трения S_H.

Эксплуатационная нагруженность резко увеличилась за этот период особенно в городских условиях. При этом фрикционные материалы новых классов (композитные и металлокерамика) внедряются недостаточно быстро и широко. Поэтому размеры сцеплений практически не изменяются, откуда следует возможное уменьшение их долговечности.

6. Предложен новый метод определения необходимой площади трения и линейных размеров фрикционных накладок автотракторных сцеплений. Он отличается от известных тем, что в нем учитываются основные характеристики двигателя, трансмиссии и машины в целом с помощью критериев нагруженности и их допускаемых значений. При этом необходимая площадь трения S_H выбирается в диапазоне S_Hmin…S_Hmax прежде всего с учетом величины эксплуатационной нагруженности .

7. Методом стендовых испытаний определены показатели фрикционной теплостойкости различных типов фрикционных накладок в различных конструкциях сцеплений. Сравнивая и анализируя результаты, делается вывод о том, что наиболее приемлемым в настоящее время и в ближайшем будущем являются эллипсно-навитые безасбестовые накладки шифра 510 фирмы «ТИИР» и шифра 501 фирмы «Фритекс», которые в наибольшей степени отвечают требованиям формулы «цена-качество».

8. Дорожными испытаниями определены показатели эксплуатационной нагруженности (a_Z) и объёмной температуры (t_v), прослежена динамика, и причины их изменения во времени, главной из которых является увеличение интенсивности движения до 20 раз. Намечены пути повышения долговечности автотракторных сцеплений за счет внедрения новых типов (классов) фрикционных накладок ведомого диска.

9. Предложена методика расчета основных размеров, характеристик и параметров автотракторных сцеплений, где они определяются однозначно.

10. Уточнен расчет долговечности фрикционных сцеплений учетом коэффициента загрузки машины, значения которого определены для основных классов автомобилей.

11. Изложенный материал внедрен в учебный процесс ЯГСХА по дисциплинам «Тракторы и автомобили» и «Триботехника».

ОСНОВНОЕ ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

Карпов, Д. С. Пути повышения надежности пар трения автотракторных сцеплений. [Текст] / Д. С. Карпов, Г. М. Щеренков. // Потенциал молодых - в практику сельскохозяйственного производства. Сборник научных трудов Международной научной конференции молодых ученых. - Ярославль: ЯГСХА. - 2005. - с. 234-238.

Карпов, Д. С. Нагруженность сцеплений тракторов и автомобилей сельскохозяйственного назначения и динамика её применения. [Текст]/ Д. С. Карпов, Г. М. Щеренков // Сборник научных трудов международной научно - практической конференции «Актуальные проблемы инженерного обеспечения АПК», часть II. - Ярославль: ЯГСХА., 2006. - с. 15-22.

Карпов, Д. С. Связь нагруженности автотракторных сцеплений с долговечностью фрикционных накладок. [Текст] / Д. С. Карпов, Г. М. Щеренков // Труды 6-го международного симпозиума по фрикционным изделиям и материалам ЯРОФРИ - 2006, Ярославль: ОАО «ТИИР», 2006.

Карпов, Д. С. Оборудование, методы и результаты испытаний автотракторных сцеплений. [Текст] / Д. С. Карпов, Г. М. Щеренков, С. З. Скобелкин // Сборник научных трудов 30-юбилейной всероссийской научно - практической конференции «Актуальные проблемы инженерного обеспечения в АПК». - Ярославль: ЯГСХА, 2007.- с.15-22.

Карпов, Д. С. Расчет основных размеров и долговечности пар трения сцеплений транспортных и тяговых машин. [Текст] / Д. С. Карпов, А. В. Чичинадзе, Г. М. Щеренков // Журнал «Тракторы и сельскохозяйственные машины». - Москва: Автомаш, 2009, № 2.

Карпов, Д. С. Улучшение эксплуатационных свойств сцеплений сельскохозяйственных машин за счет применения новых пар трения и методов их подбора. [Текст] / Д. С. Карпов // Журнал «Вестник АПК Верхневольжья» - Ярославль: ЯГСХА, 2008, № 3.

Размещено на Allbest.ru