5.5. Сцепление с автоматической компенсацией износа накладок

ведомого диска (система XTend)

В процессе работы сцепления фрикционные накладки постепенно изнашиваются, в результате чего с течением времени положение диафрагменной пружины изменяется (рисунок 5.13). Как известно, величина рабочего хода диафрагменной пружины конструктивно задает и максимально допустимую толщину накладок, поэтому повышение срока службы сцепления путем

увеличения толщины накладок не представляется возможным.

Система автоматической компенсации износа накладок ведомого диска (XTend) (рисунок 5.14) включает: два установочных кольца 5, две пружины растяжения, удерживающую пружину 4, зубчатый ползун и ограничитель (упор) 3 на кожухе сцепления.

В системе XTend предусмотрен компенсационный механизм (рисунок 5.15), с помощью которого сначала регистрируется уменьшение толщины накладок, которое точно соответствует увеличению перемещения нажимного диска 6 относительно кожуха сцепления, а следовательно,

и относительно ограничителя 5 и удерживающей пружины 4, а затем, путем поворачивания установочного кольца 1 относительно нажимного диска 6 автоматически компенсируется зазор, который возникает в результате износа накладок.

Диафрагменная пружина (рисунок 5.16, а) воздействует на нажимной диск не непосредственно (через выступ) как в обычном сцеплении, а через установочные кольца 1. Одно кольцо связано с нажимным диском 6 (по наклонным плоскостям), а на другое опирается диафрагменная пружина. Удерживающая пружина 4, одним концом прикрепленная к нажимному диску 6, при включенном состоянии сцепления другим концом постоянно опирается на ограничитель 5.

Рисунок 5.14 – Сцепление с системой XTend:

1 – двухмассовый маховик; 2 – тангенциальные пластинчатые пружины крепления нажимного диска к кожуху сцепления; 3 – ограничитель (упор) на кожухе сцепления; 4 – удерживающая пружина; 5 – установочные кольца; 6 – диафрагменная пружина; 7 – кожух сцепления

Рисунок 5.15 – Схема работы системы XTend:

1 – установочное кольцо; 2 – зубчатый ползун; 3 – зубчатая рейка;

4 – удерживающая пружина; 5 – ограничитель; 6 – нажимной диск

а) б) в)

г) д) е)

Рисунок 5.16 – Схема работы сцепления с системой XTend:

а – сцепление включено (фрикционные накладки новые), удерживающая пружина опирается на ограничитель; б – сдвиг нажимного диска к маховику (фрикционные накладки изношены), ограничитель препятствует перемещению удерживающей пружины и установочные кольца освобождаются, зазор S соответствует величине износа накладок; в – ползун втягивается в зазор и стопорит удерживающую пружину; г – следующее выключение сцепления; д – зазор компенсируется с помощью установочного кольца; е – износ накладок компенсирован, диафрагменная пружина заняла первоначальное положение:

1 – установочное кольцо; 2 – ползун; 3 – кожух сцепления; 4 – удерживающая пружина;

5 – ограничитель; 6 – нажимной диск; 7 – ведомый диск

Если толщина накладок в результате буксования сцепления уменьшается, нажимной диск под действием диафрагменной пружины перемещается в сторону маховика, и зазор между удерживающей пружиной и нажимным диском увеличивается точно на величину износа накладок S (рисунок 5.16, б). При этом удерживающая пружина, опираясь на ограничитель, освобождает установочные кольца. Если зазор превосходит ширину одного зуба ползуна (см. рисунок 5.15, поз. 2), ползун перемещается (втягивается) посредством пружины растяжения в установившийся зазор, фиксируется на зубчатой рейке (см. рисунок 5.15, поз. 3) и стопорит удерживающую пружину в этом положении.

При следующем выключении сцепления (см. рисунок 5.15) установочное кольцо 1 с помощью пружины растяжения поворачивается относительно нажимного диска 6 по наклонным плоскостям, компенсируя зазор, и диафрагменная пружина снова занимает свое первоначальное положение, обеспечивая необходимые величины нажимного усилия и усилия на педаль управления сцеплением.

Компенсация износа фрикционных накладок обеспечивает характеристику силы выключения сцепления во время всего его срока службы практически такой же, как у нового сцепления.

6. Расчет сцепления

Расчет сцепления включает:

• определение расчетного момента М_с трения сцепления;

• определение работы A_б буксования сцепления, удельной работы A_уд буксования и температуры t⁰ деталей сцепления в процессе буксования;

• расчет деталей сцепления на прочность;

• расчет привода управления сцеплением (определение усилия на педаль управления и полного хода педали при полном выключении сцепления).

6.1. Определение расчетного момента трения сцепления

Расчетный момент трения сцепления

М_с = β·М_{e max} = P_∑ · z · µ · R_c ,

(6.1)

где β – коэффициент запаса сцепления (β ≤ 3,0). При его выборе исходят из того, что слишком низкое его значение приводит к увеличению времени буксования сцепления при трогании автомобиля, повышенному его нагреву и износу, а излишне высокое – к увеличению размеров, массы и усилия, необходимого для управления сцеплением, а также ухудшению предохранения трансмиссии и двигателя от перегрузок. В связи с этим в расчетах обычно принимают:

• для однодисковых сухих сцеплений легковых автомобилей – β = 1,4…1,9,

грузовых автомобилей – β = 1,5…2,2;

• для двухдисковых сухих сцеплений грузовых автомобилей – β = 2,0…2,3; P_∑– усилие на нажимной диск; z – число поверхностей трения: для однодискового сцепления z = 2; для двухдискового – z = 4; для многодискового – z = 2n (n – число ведомых дисков); µ – коэффициент трения скольжения. Его значение зависит от материала поверхностей трения, их состояния и обработки, относительной скорости скольжения дисков, давления и температуры. Для существующих типов фрикционных накладок, работающих в паре с чугуном, в расчетах предлагается принимать µ = 0,30 [6, 7], µ = 0,23…0,27 [8];

R_c – радиус расположения равнодействующей сил трения

R_c = (D³ – d³) / 3 (D² – d²),

где D и d – соответственно наружный и внутренний диаметры фрикционной накладки, м.

Площадь трения одной накладки ведомого диска F_н = 0,25 · π · (D² – d²),

тогда R_c = π (D³ – d³) / 12 F_н .

Наружный диаметр D фрикционной накладки ограничивается размерами маховика двигателя и должен быть согласован с ГОСТ 1786 – 95. Внутренний диаметр d фрикционной накладки устанавливают из отношения d / D = λ_н , которое при расчете сцепления принимают 0,67 ± 0,07 для легковых и 0,55 ± 0,05 – для грузовых автомобилей.

При расчете сцепления определяется удельное (допускаемое) давление на фрикционную накладку

p_o = P_∑ / F_н , [МПа]. (6.2) Подставив P_∑ из уравнения (1.1), получим

β Мe max 12 β Мe max 12 β Мe max

p_o = ▬▬▬▬▬ = ▬▬▬▬▬▬▬ = ▬▬▬▬▬▬▬ ≤ [ p_o ] (6.3)

z µ R_c F_н π z µ (D³ – d³) π z µ D³ (1 – λ_н³)

Величину удельного давления [p_o] на безасбестовую полимерную фрикционную накладку выбирают в пределах 0,15…0,30 МПа, а на накладку из спеченного порошкового фрикционного материала (металлокерамическую) – 2,5…3,0 МПа. Меньшие значения соответствуют сцеплениям грузовых автомобилей и автобусов, а бóльшие – легковых автомобилей.

Размеры фрикционных накладок (наружный и внутренний диаметры и толщина) приведены в ГОСТ 1786, а максимально допустимая частота вращения ведомых дисков сцеплений в ГОСТ 12238.

Таким образом, коэффициент запаса β оценивает возможность сцепления в отношении передачи крутящего момента, а удельное давление p_o ≤ [p_o] на фрикционную накладку – надежность накладок в отношении износостойкости.

6.2. Определение работы A_б буксования сцепления, удельной работы A_уд буксования и температуры t⁰ деталей сцепления в процессе буксования

Сцепление представляет собой теплообъемный механизм, преобразующий часть мощности двигателя в теплоту при включении.

Работа A_б и мощность N_б буксования сцепления достигают наибольших величин при трогании автомобиля с места.

Расчет работы буксования сцепления выполняется на основе

двухмассовой динамической модели (рисунок 6.1). Здесь J_дв – момент инерции маховика и приведенных к нему вращающихся и поступательно движущихся деталей двигателя и ведущих деталей сцепления (момент инерции двигателя); J_n – приведенный к коленчатому валу двигателя момент инерции, эквивалентный поступательно движущимся массам автомобиля m_а и прицепа m_пр ; М_е – крутящий момент двигателя; М_ψ – приведенный к коленчатому валу двигателя момент сопротивления движению автомобиля; М_с – крутящий момент, реализуемый через сцепление; ω_е и ω_к – угловые скорости коленчатого вала двигателя и первичного вала коробки передач (или ведомого вала сцепления), соответственно.

Формулы для вычисления J_n и М_ψ имеют следующий вид:

J_n = (m_а + m_пр) r_к² / i_о² i_к²; М_ψ = (m_а + m_пр) g ψ r_к / i_о i_к η_тр ,

а дифференциальные уравнения движения для масс динамической системы, представленной на рисунке 6.1:

dω_е dω_к

М_е = J_дв —— + М_с ; М_с = J_n —— + М_ψ .

dt dt

Рисунок 6.1 – Динамическая модель для расчета работы буксования сцепления

В общем случае М_е и М_с являются нелинейными функциями времени, зависящими от многих факторов (положения педали подачи топлива, темпа включения сцепления, характеристики двигателя и т.д.). Соответственно угловые скорости ω_е и ω_к будут также нелинейными функциями времени.

Для упрощения расчетов принимаются следующие допущения:

1. Действующие на систему крутящие моменты М_е и М_ψ являются

постоянными, т.е. М_е = М_{е max} = const, М_ψ = const.

2. Закон изменения угловых скоростей коленчатого вала двигателя ω_е и первичного вала коробки передач ω_к от времени включения сцепления – линейный.

3. В начальный момент времени (t = 0) угловая скорость коленчатого вала двигателя ω_е равна его угловой скорости при максимальном крутящем моменте ω_е = ω_м , а угловая скорость первичного вала коробки передач ω_к = 0.

Схематизация законов изменения указанных выше параметров приведена на диаграмме разгона автомобиля (рисунок 6.2).

На основе экспериментальных исследований процесса разгона автомобиля установлено, что при обычном темпе включения сцепления момент трения М_с возрастает по линейному закону от 0 до

Мс = β·Мe max .

Процесс буксования сцепления в

течение интервала времени от 0 до t₂, условно делится на три интервала:

(0 – t₀) – момент трения М_с

возрастает, но первичный вал коробки передач еще неподвижен. К концу интервала М_с = М_ψ и автомобиль

трогается с места;

(t₀ – t₁) – момент трения продолжает возрастать и к концу

интервала достигает максимальной величины М_с = β·М_{e max}. Заканчивается включение сцепления;

(t₁ – t₂) – момент трения М_с максимальный, сцепление включено и к концу интервала завершается его буксование.

Время включения сцепления обычно составляет 1…2 с, поэтому для упрощения расчетов принимают, что сцепление включается мгновенно и крутящий момент, реализуемый через сцепление, М_с = β·М_{e max} = const.

Интегрируя дифференциальные уравнения

ω_о t₂

∫J_дв dω_е = ∫(М_е – М_с) dt ; ω_м 0

ω_о t₂

∫J_n dω_к = ∫(М_с – М_ψ) dt ,

0 0 получаем

J_дв (ω_о – ω_м) = (М_е – М_с) · t₂

J_n ω_о = (М_с – М_ψ) · t₂

где ω_о – угловая скорость масс динамической системы после окончания буксования; t₂ = t_б – время буксования сцепления.

Выражая из каждого уравнения ω_о и приравнивая полученные выражения:

М_е – М_с М_с – М_ψ

ω_м + ────── · t_б = ────── · t_б ,

J_дв J_n

определяется время буксования

ωм Jдв Jn

t_б = ────────────────── . (6.4) J_дв (М_с – М_ψ) – J_n (М_е – М_с)

Работа буксования

t_б

Aб = Мс ∫(ωе – ωк) dt .

0

Этот интеграл равен площади заштрихованного треугольника (см. рисунок

6.2), т.е. A_б = М_с ω_м t_б / 2.

Подстановкой в это равенство выражения для t_б определяется