THE IMPACT FORCED FLUID COOLING OF FRICTION PAIRS IN AUTOMOTIVE CLUTCHES ON ITS THERMAL LOAD

Full Text

Введение Стабильность и надежность работы фрикционной муфты (ФМ) во многом определяется тепловым состоянием ее фрикционных дисков [1-7]. Основными факторами, определяющими тепловое состояние фрикционных дисков, работающих в масле, являются: • давление в контакте на рабочих поверхностях ФМ при буксовании; • скорость скольжения контактирующих пар; • режим работы ФМ (частота включений и длительность буксования при однократном включении); • количество охлаждающего масла, участвующего в отводе теплоты; • форма и размеры каналов, по которым протекает охлаждающее масло. Степень влияния количества охлаждающего масла на тепловое состояние дисков во многом зависит от режима работы ФМ. Оно незначительно при редком и кратковременном режиме буксования и очень существенно при высокой частоте включений или же при однократном длительном процессе буксования [1, 2]. В этом случае тепловое состояние ФМ стремится достичь установившегося режима, при котором возникает тепловой баланс. Характеристикой теплового состояния является температура фрикционных элементов. При тепловом балансе температура постоянна и ее величина с одной стороны зависит от теплооб-разующих факторов (давление на поверхности, скорость скольжения), а с другой - от тепло-отводящих (расход охлаждающей жидкости, форма и размеры каналов). Целью исследования является экспериментальное определение влияния принудительного жидкостного охлаждения пар трения ФМ на ее тепловую нагруженность. Материалы и методы исследования При экспериментальном исследовании принудительного жидкостного охлаждения пар трения ФМ ставилась задача оценить влияние изменения количества охлаждающей жидкости на тепловое состояние ее дисков при длительном буксовании. В рамках проводимых испытаний по изучению влияния изменения расхода охлаждающего масла на тепловую нагруженность фрикционной пары при принудительном охлаждении возникла необходимость создания опытного образца ФМ с принудительным охлаждением пар трения, так как в отечественном автотракторостроении ФМ с активным принудительным охлаждением не применяются. Конструкция опытного образца должна была позволить решать главную задачу - возможность контроля и измерения количества охлаждающего масла, подводимого к исследуемой паре трения. Такую задачу можно выполнить при условии, что все масло, которое подводится к паре трения, протекает в контакте с трущимися поверхностями. С целью уменьшения материальных и временных затрат на создание опытного образца было решено за основу опытного фрикционного узла взять ФМ с гидроподжатием коробки передач тракторов Т-150 и Т-150К, конструкция которой в дальнейшем была подвергнута изменениям (рис. 1). Для обеспечения полного использования всего потока охлаждающей жидкости были доработаны и изменены конструкции опорного 1, ведущего 2 и фрикционного 3 дисков. Охлаждающее масло к поверхностям трения стало подводиться через опорный диск 1 по среднему радиусу трения. Во всех дисках были выполнены специальные проточки и отверстия, образовывающие при сжатии дисков проточную систему, по которой масло омывает трущиеся поверхности. Опорный диск 1 соединен жестким трубопроводом 4 с масло-подводящим каналом 5, проходящим по валу 6. Изменения коснулись также и конструкции нажимного поршня 7, из которого были изъяты разгрузочные клапаны для исключения влияния количества сбрасываемого масла на замеры количества охлаждающей жидкости. Подвод масла в полость цилиндра 8 сжатия стал осуществляться через жесткий трубопровод 9, а не через отверстие в шлицевой ступице барабана фрикционной муфты, что также позволило избежать лишних утечек масла, влияющих на замеры количества охлаждающей жидкости. Чтобы уменьшить отвод теплоты из зоны контроля температуры, нерабочие поверхности ведущих дисков были отделены от контактирующих с ними поверхностей термоизоляционными прокладками. Экспериментальные исследования опытного образца ФМ с принудительным жидкостным охлаждением проводились на специальном инерционном стенде. Для привода стенда использовался электродвигатель постоянного тока мощностью 177 кВт, который позволяет плавно изменять частоту вращения ведущего вала в диапазоне от 5 до 3000 мин-1. Корпус статора силовой машины через жесткий рычаг связан с весовым устройством, что позволяет в процессе испытаний контролировать момент нагрузки на ведущем валу. Частота вращения регистрируется импульсным прерывателем электронно-счетного частотомера Ф5041. Для управления ФМ и подачи требуемого количества охлаждающей жидкости стенд был оборудован гидравлическими машинами и приборами, позволяющими контролировать давление в бустере цилиндра ФМ, расход охлаждающей жидкости и температуру масла в баке. Масло для управления цилиндром и охлаждения рабочей поверхности дисков подводилось к первичному валу редуктора через проточки и радиальные отверстия, выполненные на свободном конце вала аналогично тому, как это сделано в конструкции коробки передач трактора Т-150. Далее масло по осевым отверстиям в вале и металлическим трубкам подавалось к центру бустера. Стенд был оборудован контрольно-измерительными аппаратурой и приспособлениями, позволяющими получить полный спектр необходимых данных. Температура диска замерялась при помощи хромель-копелевой термопары, выполненной из проводов толщиной 0,5 мм. Спай термопары устанавливался в стальную основу диска. Момент трения регистрировался с помощью весового измерительного устройства, которое взаимодействовало с рычагом статора нагружающей электромашины. Частота вращения подвижных деталей определялась с помощью импульсного прерывателя электронно-счетного частотомера марки Ф5041. Температура масла на выходе из зоны трения и в баке измерялась при помощи хромель-копелевых термопар. Усилие сжатия дисков регулировалось давлением масла в бустере цилиндра сжатия муфты. Давление контролировалось манометром. Расход охлаждающего масла определялся объемным способом. При его замере сливной патрубок (который отводит масло из картера в бак) направлялся в прозрачную емкость, объем которой был проградуирован. С помощью секундомера определялась скорость заполнения проградуированного объема. Расход масла контролировался до и после проведенного опыта. Так как за основу была взята ФМ с гидро-поджатием коробки передач тракторов Т-150 и Т-150К, то объектом исследований становился фрикционный диск ДМ07 с размерами, определенными в ОСТ 23.1.463-78 [8]. Внешний и внутренний диаметры диска составили соответственно 216 и 168 мм. Основные размеры фрикционного диска показаны на рисунке 2. Диск состоит из стальной основы с внутренними шлицами и фрикционных накладок из спеченного материала. Стальная основа выполнена из стали 65Г, а фрикционные накладки - из материала марки МК-5, припаянного к стальной основе. Рисунок и форма каналов на поверхности фрикционного диска с металлокерамическим покрытием выполнены по типу квадрат, так как такая форма является более приемлемой при работе фрикционной пары с большим удельным расходом охлаждающего масла [2-4, 6]. В качестве примера на рисунке 3 приведены экспериментальные зависимости изменения температуры &д фрикционного диска в процессе включения и буксования и после выключения ФМ. Графики сняты с ленты самописца потенциометра КСП-4 при различной нагрузке. При этом моменты включения каждого опыта сведены к одной точке. Результаты экспериментальных исследований На графиках, приведенных на рисунке 4, представлены результаты экспериментальных исследований зависимости установившейся температуры фрикционного диска муфты &д от момента трения MT, а на рисунке 5 - от расхода охлаждающего масла q. Выводы Экспериментально доказана возможность применения принудительного жидкостного охлаждения пар трения в ФМ с гидроподжатием. Установлено, что принудительное жидкостное охлаждение ФМ позволяет существенно увеличить время ее включения и буксования по сравнению со временем работы аналогичных муфт, применяемых в настоящее время на тракторах и автомобилях. Продолжительность буксования фрикционного диска во время экспериментальных исследований на всех режимах нагружения составляла от 1 до 5 мин. При этом в течение всего времени буксования сохранялись установившиеся тепловой и силовой режимы нагружения. Время буксования в каждом случае ограничивалось возможностями охладителя масла на стенде. 105 При экспериментальных исследованиях фрикционного диска типоразмера ДМ07 (ОСТ 23.1.463-78) удалось достичь удельной мощности трения 1,0-103 кВт/м2 в условиях постоянного буксования без потери работоспособности ФМ. При этом температура фрикционного диска не превышала допустимой температуры (150 °С), а удельный расход охлаждающего масла составил 7,93-10-3 м3/(м2-с). 1.4 Наибольшее влияние на установившуюся температуру фрикционного диска оказывают такие параметры, как давление на поверхности трения, количество охлаждающего масла и его температура на входе в зону трения, и значительно меньшее влияние оказывает изменение относительной скорости скольжения трущихся поверхностей. Так, при увеличении давления на поверхностях трения дисков с 0,501 до 2,82 МПа при удельном расходе масла на 1 м2 поверхности трения 6,810-3 м3/(м2-с) и постоянной частоте вращения 1000 мин-1 установившаяся температура фрикционного диска увеличивалась с 83 до 145 °С. Это говорит о том, что при увеличении мощности трения на 165 % (от 9,39 до 24,92 кВт) температура диска увеличивается только на 75 %. При увеличении удельного расхода масла через поверхности трения на 20 % (от 5,6510-3 до 6,810-3 м3/(м2-с)) при давлении 2,06 МПа и постоянной частоте вращения 1000 мин-1 установившаяся температура снижается на 15 % (от 143 до 125 °С). При давлении на поверхности трения 2,82 МПа и постоянном удельном расходе масла 6,810-3 м3/(м2-с) увеличение частоты вращения на 100 % (от 500 до 1000 мин-1) и соответственно мощности трения на 52 % (от 16,33 до 24,92 кВт) повышает установившуюся температуру диска на 19 % (от 122 до 145 °С). На основе результатов экспериментальных исследований установлено, что увеличение мощности трения на 1 кВт за счет подъема давления на поверхности трения ФМ приводит к росту температуры фрикционного диска в среднем на 4 °С, а за счет роста частоты вращения дисков - в среднем на 2,5 °С.

About the authors

K. I GORODETSKIY

Moscow Polytechnic University

Email: trak@mami.ru
DSc in Engineering

V. M SHARIPOV

Moscow Polytechnic University

Email: trak@mami.ru
DSc in Engineering

O. V YEVTUSHIK

GNTS RF FGUP "NAMI"

Email: trak@mami.ru

V. V BERNATSKIY

Moscow Polytechnic University

Email: trak@mami.ru
PhD in Engineering

M. I DMITRIYEV

Moscow Polytechnic University

Email: trak@mami.ru
PhD in Engineering

YU. S SHCHETININ

Moscow Polytechnic University

Email: trak@mami.ru
PhD in Engineering

References

Supplementary files