автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Методы оценки долговечности пар трения тракторных фрикционных сцеплений

На правах р> копией

Шаркпопа Наталья Николаевна

МЕТОДЫ ОЦЕНКИ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПАР ТРЕНИЯ ТРАКТОРНЫХ ФРИКЦИОННЫХ СЦЕПЛЕНИЙ

Специальность 05.05 03 Ко 1есные и ресничные машины

АВТОРКФПРАТ днссершнии на соискание ученой степени кандидата (ехническнх иа>к

Москва 2005

Paôoia выполнена на кафе ipe « Тракторы» Мосмжсксн о i oc\ -tapci вошкч о техническою университет «МАМИ»

Наччный р\ ковоипель

кандидат технических на>к. доцеш Щетинин Ю.С.

Официальные оппоненты:

заслуженный деятель на\ки РФ.

доктор технических наук, профессор К\тьков Г.М.:

заслуженный машиностромтеть РФ. доктор технических наук, профессор Городецкий К.И.

Ведущее предприятие

НАМИ-Сервис

Защита диссертации сосюится 22 декабря 2005 I. в 14"" на заседании диссертационного совета Д212.140.01 при Московском 1 осударст венном 1ех-ническом университете «МАМИ» по адрес\. 107023. 1. Москва, у I. Б. Семеновская. 38, МГТУ «МАМИ». ауд. Б-304.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке университета.

01зывм на автореферат в дв\х экземплярах с подписью, заверенные печатью организации, просим направлять в адрес ученого секретаря диссертационно! о совета.

Автореферат разослан 14 ноября 2005 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

доктор технических наук, профессор C.B. Бахмутов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Фрикционные сцепления (ФС) широко используются в трансмиссиях тракторов и автомобилей. Однако, как показывает опыт эксплуатации, их срок службы значительно ниже других узлов трансмиссии. Основной причиной отказов ФС является повышенный износ фрикционных накладок. Низкая долговечность ФС приводит к необходимости их частого ремонта. Известно, что затраты на техническое обслуживание и ремонт машины за срок службы примерно в 3 раза превышают стоимость трактора и в 7 раз - стоимость автомобиля. В связи с этим важное значение приобретают исследования, посвященные долговечности ФС.

Существующие методы расчета ФС тракторов не позволяют прогнозировать долговечность их пар трения на стадии проектирования, а известные методы стендовых ресурсных испытаний тракторных ФС очень часто дают результаты, существенно отличающиеся от данных эксплуатации. Иногда эти результаты полностью противоречат результатам эксплуатации.

Целью работы Является разработка методов оценки долговечности пар трения тракторных ФС на стадии проектирования и при ресурсных стендовых испытаниях натурных узлов.

Объект исследований - ФС тракторов и материалы их пар трения.

Методы исследования. В работе использованы теоретические и экспериментальные методы исследования. Теоретические исследования основаны на использовании методов аналитической механики, теории движения колесных и гусеничных машин, теории вероятностей, математической статистики и триботехники. Экспериментальные исследования проводились на натурных образцах ФС (полевые и стендовые испытания) и на малогабаритных образцах их пар трения (лабораторные исследования).

Научная новизна работы заключается в следующем:

- разработаны математическая модель процесса буксования ФС трактора при нарушении соосности дисков и на ее основе методика расчета параметров буксования замкнутого ФС;

- предложена методика оценки эксплуатационной нагруженности тракторного ФС по моменту сопротивления, работе буксования и частоте включений, позволяющие наиболее обоснованно выбирать основные конструктивные параметры фрикционного узла;

- разработаны методика расчета долговечности пар трения ФС тракторов на стадии проектирования и методика их ускоренных стендовых испытаний, позволяющие оценивать эксплуатационную долговечность пар трения применительно к конкретному спектру эксплуатационной нагруженности трактора;

- показано преимущество по долговечности однодисковых ФС по сравнению с отечественными двухдисковыми применительно к тракторам класса 3 и 4.

Практическая значимость. Методы оценки долговечности пар трения тракторных ФС по результатам испытаний малогабаритных образцов на машинах трения и результатам стендовых ресурсных испытаний натурных ФС могут быть использованы в практической деятельности в научно-исследовательских институтах и конструкторских бюро предприятий тракторной отрасли при создании новых и модернизации существующих конструкций ФС.

Основные положения диссертации, выносимые на защиту:

- математическая модель процесса буксования ФС при нарушении соосности дисков и на ее основе методика расчета параметров буксования замкнутого ФС;

- методика оценки эксплуатационной нагруженности ФС тракторов по моменту сопротивления, работе буксования и частоте включений и типовые режимы нагружения ФС тракторов класса 3 и 4 с дизелями Алтайского моторного завода;

- методика расчета долговечности пар трения ФС на стадии проектирования и методика ускоренных стендовых испытаний тракторных ФС, позволяющие оценивать эксплуатационную долговечность пар трения применительно к конкретному спектру эксплуатационной нагруженности трактора;

- результаты экспериментальных исследований, подтверждающие достоверность разработанных методик и преимущество по долговечности одно-дисковых ФС по сравнению с отечественными двухдисковыми применительно к тракторам класса 3 и 4.

Реализация результатов работы. Методика расчета долговечности пар трения тракторных ФС на стадии проектирования и методика их ресурсных стендовых испытаний внедрены в учебный процесс в МГТУ «МАМИ» и ВУЗах России, осуществляющих подготовку инженеров по специальности «Автомобиле- и тракторостроение», и на предприятиях тракторной отрасли России.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на заседаниях кафедры «Тракторы» МГТУ «МАМИ» (19962005 гг.), на международной научно-технической конференции «100 лет Российскому автомобилю» (г. Москва, 1996 г.), на 5-той международной конференции «Точность и надежность технологических и транспортных систем» (г. Пенза, 1999 г.), на международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров» (г. Москва, 2000, 2002, 2005 гг.), на международном симпозиуме по трибологии фрикционных материалов (г. Яро-

славль, 2000 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 10 печатных работ и 6 научных отчетов с государственной регистрацией, среди которых 8 статей.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, 4 глав, основных результатов и выводов, списка использованной литературы и приложений. Основное содержание работы изложено на 117 страницах машинописного текста, включая 30 рисунков и 4 таблицы.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность работы и сформулирована ее основная цель.

В первой главе проведен подробный анализ факторов, определяющих долговечность пар трения ФС, методов расчета их долговечности и ускоренных стендовых испытаний.

Разработке методов расчета долговечности пар трения ФС сухого трения посвящены работы В.И. Власова, A.B. Чичинадзе, Г.М. Щеренкова, X. Крауса, A.C. Солонского, И.М. Эглита, В.Е. Захарова, В.А. Соколова, А.И. Коряевой, И.А. Сприжицкого и др. Почти все они основаны на гипотезе пропорциональности износа суммарной работе буксования. Основной характеристикой материала для расчета долговечности принимается энергетическая интенсивность изнашивания j (мм3/Дж), полученная при стендовых испытаниях образцов фрикционных материалов или натурных узлов.

Существующие методы ускоренных стендовых испытаний автотракторных ФС достаточно подробно изложены в работах И.Б. Барского, С.Г. Борисова, Г.М. Щеренкова, В. Я. Юденко, B.JL Карпицкого и др.

Анализ литературных источников показал, что долговечность ФС зависит от комплекса взаимосвязанных факторов. Основными факторами, влияющими на интенсивность изнашивания фрикционных накладок, являются максимальная температура и работа буксования на парах трения, которые могут существенно изменяться в эксплуатации.

Применяемые в настоящее время методы оценки долговечности пар трения на стадии проектирования и при стендовых испытаниях натурных узлов не учитывают влияние конструкции ФС и условий его нагружения в эксплуатации на изнашивание фрикционных накладок.

В настоящее время отсутствует методика расчета параметров буксования ФС при нарушении соосности дисков и этот фактор не учитывается при оценке долговечности его пар трения.

Вышеизложенное позволило сформулировать основные задачи данной работы.

1. Разработать математическую модель процесса буксования ФС при нарушении соосности дисков и на ее основе методику расчета параметров буксования замкнутого ФС.

2. Разработать методику оценки нагруженности тракторных ФС в эксплуатации.

3. Разработать методику оценки долговечности пар трения тракторных ФС на стадии проектирования, учитывающую особенности конструкции ФС, реальные условия его нагружения и износостойкость применяемого фрикционного материала.

4. Разработать методику ресурсных стендовых испытаний тракторных ФС в режиме эксплуатационной нагруженности, позволяющую оценивать долговечность пар трения.

Во второй главе разработаны математическая модель процесса буксования ФС при нарушении соосности дисков и на ее основе методика расчета параметров буксования замкнутого ФС, предложены методика оценки эксплуатационной нагруженности ФС тракторов по моменту сопротивления, работе буксования и частоте включений и методика оценки долговечности пар трения ФС на стадии проектирования.

Аналитическая оценка влияния несоосности дисков на работу ФС проведена исходя из предположения постоянства давления на поверхности контакта и строго параллельном смещении осей дисков.

На рис. 1 показано перемещение прижатого к плоскости кольца диска, совершающего совместно вращательное движение с угловой скоростью со вокруг центра О и поступательное вдоль оси X со скоростью У„. В этом случае каждая контактирующая точка диска ФС участвует одновременно в двух движениях и вращается вокруг мгновенного центра скоростей О,, который в общем случае отстоит от центра диска О на расстоянии 8.

На рис. 1 выделена элементарная площадка контакта с центром в точке А, удаленном на радиусе г от центра О. Границы элементарной площадки определяются дугами гс1<р и отрезком (¡г, а ее расположение - угловой координатой ср. Относительно центра О, точка А имеет радиус вращения г, с угловой координатой в. Скорости скольжения отдельных точек элементарной площадки мало отличаются по величине и направлению от скорости точки А.

Элементарная сила трения йРт в контакте раскладывается на две составляющие (1РТХ и с1Рп. При этом относительно центра диска О и центра скоростей О, действуют элементарные моменты трения соответственно с1Мт(0) и с1Мт{Ох).

Рис. 1. Схема элементарных сил трения в контакте кольцевого диска и плоскости при сочетании вращательного и поступательного относительного скольжения

Для определения моментов и сил трения получены зависимости я, г-2гЗ$т(р

Я2 2х _

мт(0х) = /д ¡Г2 с!г Уг2+52-2г35т<р ;

я, о

Я2 2и

Ртх = /Я \r-dr Г Г5™<Р ¿ф.

I I!,,]г2+62-2г5$тср

Я2 2я

я, ¡^гг+82~2г8%1п<р

где / - коэффициент трения фрикциоиной пары; д - давление на поверхности трения; Л2 и Л, - наружный и внутренний радиусы диска.

Для удобства вычислений введены понятия безразмерных параметров момента трения т и осевой силы р в виде

МТ{0) ' дЛв/'

где Аа - номинальная площадь контакта пары трения.

На рис. 2. представлены зависимости указанных безразмерных параметров от относительного смещения 5/Rc , где Rc - радиус трения фрикционной пары. Расчетом установлено, что изменение геометрических параметров пар трения ФС не влияют на величину и характер безразмерных параметров.

Рл,

0,9 0,3 0,7 0js О,i 0,4 0,3

о,г о,' о

Рис. 2. Зависимость параметров m и р от относительного смещения дисков

С помощью графиков на рис. 2 можно определить угловую скорость проскальзывания дисков и уточнить величину поперечной силы трения, нагружающей ведущие и ведомые диски, при включенном ФС. В случае проскальзывания, например, ведомого диска в радиальном направлении по одной из осей, момент трения равен внешнему моменту. Зная величину m, по графику можно установить отношение S/Rc и соответствующее расстояние 5 до мгновенного центра скоростей. Затем определяется величина р и на основании известной скорости VQ- угловая скорость Асо проскальзывания дисков.

Сдвиг дисков будет иметь место в случае преодоления сил трения на всей площади контакта, а именно, если сдвигающие внешние нагрузки момент Мс и сила Рс будут больше (или равны в начале движения) соответст-

венно момента Мт{01) и силы Ртх ■ Условие сдвига соответствует точкам с координатами т и р на рис. 3. Это условие с погрешностью до 8% можно записать в виде т2 + р2 > 1.

т

os

0.6

о,ч

0,2

ч ч. \

\ ч. t

\ \

ь \ \

* к '

\

V

\

1

о,г о,ч о,б ом р Рис. 3. Взаимосвязь параметров тир:

1 - расчетная; 2 - аппроксимированная функцией т2 + р2 = 1

Из рис. 3 следует, что при уменьшении момента сопротивления на валу ФС с несоосными дисками радиальная сдвигающая сила возрастает. Это представляет практический интерес, особенно в ФС, в которых ведущие диски крепятся к маховику двигателя на упругих подвесных пластинах.

У ФС при передаче крутящего момента в условиях несоосности проскальзывание ведомого диска ведет к замедлению его вращения по сравнению в ведущими дисками. В результате угловая скорость проскальзывания дисков

А со =

_ í», ДЯ _ й>, AR

Т'

Rr

Яг

Здесь щ - угловая скорость вращения ведущих дисков ФС; AR - смещение центра ведомого диска относительно центра ведущих дисков; S/Rc -устанавливается из графика на рис. 2 при т = к3ЦЗ, где к3 и Р -соответственно коэффициент загрузки двигателя и коэффициент запаса ФС.

Частота относительного вращения дисков Ал = 30 А со/к.

С целью проверки достоверности теоретических разработок были проведены стендовые испытания ФС дизеля А01М и однодискового ФС фирмы VALEO с наружным диаметром фрикционных накладок 380 мм. В процессе испытаний варьировалась несоосность h задней и передней опор вала ФС, а также коэффициент к3 загрузки двигателя.

В процессе стендовых испытаний фиксировались частоты вращения скорости ведущего и ведомого валов ФС. Расхождение в определении частот относительного вращения дисков не превышало 15%.

Установлено, что с увеличением коэффициента к3 загрузки двигателя и несоосности опор вала ФС частота относительного вращения ведомых и ведущих дисков возрастает, однако ее абсолютная величина невелика, даже при существенных значениях к3 и /г и не может оказать существенного влияния на изнашивание фрикционных накладок. Поэтому при оценке долговечности пар трения нет необходимости в учете влияния несоосности опор вала ФС на изнашивание фрикционных накладок.

Нагруженность ФС определяется моментом Мс на валу ФС при установившемся режиме работы машинно-тракторного агрегата (МТА), работой буксования -Ь за цикл разгона МТА, числом 2 циклов включения ФС в час и законами их изменения в эксплуатации. Указанные показатели нагруженно-сти ФС трактора определяются совокупностью эксплуатационных факторов, являющихся случайными величинами, которые оцениваются в вероятностном аспекте. Многообразие факторов, влияющих на загрузку трактора, исключают возможность аналитического расчета режима нагружения, о реальном характере которого можно судить только по результатам обработки опытных данных тензометрирования.

Предварительным этапом работ по определению нагруженности ФС в эксплуатации является сбор и анализ сведений о распределении тракторов данного класса по почвенно-климатическим зонам страны, их годовой наработке, агрегатировании, использовании по видам работ и передачам в коробке передач. При этом выполняемые работы необходимо классифицировать по укрупненным (характерным) видам путем объединения схожих операций с определением их средневзвешенных величин.

Одной из фиксируемых характеристик при испытаниях тракторов на характерном виде работ с типовым агрегатированием является изменяющийся во времени момент сопротивления на валу ФС в процессе движения МТА (реализация нагрузки). Статистическая обработка нагрузочных реализаций показала, что крутящие моменты на валу ФС при использовании тракторов на различных видах работ и передачах в коробке передач являются случайными величинами и с достаточной для дальнейших расчетов точностью могут быть аппроксимированы кривыми нормального распределения.

Обработка исходных данных сводится к определению плотности вероятности /,,(Мс), соответствующей выбранным значениям крутящего момента Мс с определенным шагом, для каждой передачи данного вида работ.

Здесь / - номер включенной передачи в коробке передач, а У - номер технологической операции, выполняемой МТА.

Типовой график нагруженности трактора получен путем обобщения результатов статистической обработки нагрузочных данных по рабочим передачам всех видов работ с учетом вероятности их появления в реальных условиях. В результате обобщенная плотность вероятности момента сопротивления движению МТА, приведенного к валу ФС, находится по выражению

где п - число технологических операций, выполняемых трактором; к - число используемых передач на данной операции; Ал - доля времени работы трактора на / передаче и у технологической операции.

Для построения типового графика нагруженности по оси ординат откладывается отношение текущего момента сопротивления МС1 к номинальному крутящему моменту двигателя Мдн (коэффициент загрузки двигателя К3), а по оси абсцисс - отношение чисел циклов для которых момент сопротивления равен или больше МС1, к суммарному числу А^ перемен на-гружений за все время. Последнее выражается интегральной функцией ^0(Л/С) найденного распределения /0(Л/С), как

Численные значения F0(MC) определяются суммой элементарных площадей, на которые расчленяется соответствующая часть площади опытной плотности распределения f0(Mc).

Работа буксования ФС, в свою очередь, является функцией случайной величины момента сопротивления. Для нахождения плотности вероятности работы буксования g{L), необходимо выполнить преобразование

где Ь = р(Мс) - функция работы буксования ФС от передаваемого момента; Мс = у/(Ц - обратная ей функция; - абсолютная величина производ-

ной обратной функции по переменной Ь.

Далее, выполняя преобразования, как и для момента сопротивления Мс, вычислялись плотности вероятности g,J(L) работы буксования по передачам и технологическим операциям для величин работы буксования, взятых с шагом 5 кДж. При этом обобщенная плотность вероятности работы буксо-

g(L) = f[V{L)]\HL)\,

вания ФС в эксплуатации в целом учитывающая наряду с относи-

тельным временем работы на каждой операции и передаче также и соответствующую частоту включения ФС, определялась из зависимости

где Ьи - доля включений ФС на г передаче и ] технологической операции.

Далее, как и для момента сопротивления, строился типовой график работы буксования ФС.

Частота включений ФС в эксплуатации изменяется в зависимости от технологической операции, выполняемой МТА и используемой передачи в коробке передач. При этом зависимость частоты 2 включений от момента сопротивления устанавливается подсчетом обобщенной частоты включения для различных моментов сопротивления с помощью преобразования

2{Мс) = ^ХтАт{Мс),

где г - число групп технологических операций, близких по нагрузкам; 2т -принятая частота включений для т группы технологических операций; Ат(Мс) - доля использования трактора на т группе технологической операции при данной нагрузке; 2т Ат{Мс)- обобщенное число включений в час ФС, имеющее место при т группе технологических операций для данного Мс.

В качестве примера на рис. 4 приведены типовые режимы нагружения ФС некоторых тракторов по моменту сопротивления на валу ФС, на рис. 5 -по работе буксования, а на рис. 6 - по частоте включения в зависимости от момента сопротивления.

Оценку долговечности пар трения тракторных ФС на стадии проектирования предлагается определять по зависимости

м

где И - долговечность фрикционной накладки в часах; Н - допустимый износ фрикционной накладки; - наработка машины в часах за год; Ал - номинальная площадь поверхности трения фрикционной накладки; К1 - коэффициент, учитывающий распределение работы буксования по парам трения; у, - энергетическая интенсивность изнашивания материала фрикционной накладки на г режиме нагружения, зависящая от максимальной температуры поверхности трения; - работа буксования ФС на / режиме нагруже-

ния; - число циклов включения ФС в год па г режиме нагружения; п -число режимов нагружения.

Рис. 4. Типовые режимы нагружения тракторов по моменту сопротивлении на валу ФС:

1 - трактора-бульдозера ДТ-75МП (Мди - 361,8 Н- у); 2 - сельскохозяйственного трактора ДТ-75М (МЛ1 = 361,8 Н-м)' 3 - лесопромышленного трактора ТТ-4 (МЛя = 490 Н-м); 4 -трактора-бульдозера Т-4АП2 (Мдн =539,3 Н м); 5 - сельскохозяйственного трактора

1 - трактора-бульдозера ДТ-75МП, 2 - сельскохозяйственного трактора ДТ-75М, 3 - лесопромышленного трактора ТТ-4; 4 - трактора-бульдозера Т-4АП2; 5 - сельскохозяйственного трактора Т-4А

г,

ч-' т

160 (40 /20 /00 АО а чо го

О -м

Рис. 6. Частота включения ФС в зависимости от вида работ и передаваемого момента:

1 - тракторов-бульдозеров ДТ-75МП и Т-4АП2; 2 - сельскохозяйственного трактора ДТ-75М; 3 - лесопромышленного трактора ТТ-4; 4 - сельскохозяйственного трактора Т-4А

Для расчета долговечности накладок ФС необходимо располагать типовыми режимами нагружения по работе буксования (рис. 5) и частоте включения (рис. 6), которые затем заменяют эквивалентными ступенчатыми блоками нагружения (табл. 1).

По предложенной методике рассчитывалась долговечность пар трения ФС 41-21с1 трактора ДТ-75М и ФС 01М-21с1 трактора ТТ-4. В результате получено, что расчетная долговечность фрикционных накладок ФС трактора ДТ-75М равна 4470 часов, что только на 13% выше эксплуатационного ресурса ФС, а долговечность ФС трактора ТТ-4 равна 4280 часов, что только на 26% превышает эксплуатационный ресурс ФС. Это подтверждает возможность использования предложенного метода оценки долговечности пар трения ФС на стадии проектирования.

В третей главе приведена методика ресурсных стендовых испытаний ФС, позволяющая оценивать эксплуатационную долговечность пар трения применительно к конкретному спектру эксплуатационной нагруженности трактора.

Режим ресурсных стендовых испытаний ФС должен быть приближен к типовому эксплуатационному и обеспечивать удобство проведения эксперимента за счет фиксации уровней нагрузки и минимального числа переналадок стенда. Для этого типовые режимы нагружения ФС заменяются эквивалентными ступенчатыми. В нашем случае принято, что с целью сокращения переналадок стенда число режимов нагружения п = 4.

Для удобства проведения расчетов годовую наработку трактора в эксплуатации принимаем условно равной Ьк = 1000 ч. На рис. 7 в качестве примера показан график типового режима нагружения трактора Т-4А по Мс, где продолжительность режима указана в часах.

/

0,9 0,8 0.7 0,6 0.5

О.Ч

0,3 0.2 0,1

О

Рис. 7. Типовой режим нагружения трактора Т-4А по моменту сопротивления на валу ФС: / - в эксплуатации; 2 - ступенчатый

560 ...440 440 ...180 180 ...120 120 ...0

МЛ ,Нм 500 300 150 65

0.927 0,556 0,278 0,12

0,047 0,493 0,24 0,22

47 493 240 220

Мвн -539'3 н-»

_

\

\

Ч|

ч X2

N

N

юо гоо зоо чоо 1оо боо уоо воо 9оо ¿,у

Аналогично получены типовые режимы нагружения по работе буксования Ь и числу 2 циклов включения ФС в час.

Если время эксплуатации трактора в течение года отлично от условно выбранного (например, для сельскохозяйственных тракторов = 1350 ч), то продолжительность действия нагрузки на каждой ступени блока определяется по зависимости

11 = Р,(Ма<Мс<Мс^)Ь1,.

Режимы стендовых испытаний ФС тракторов различных классов и назначения, как и их типовые режимы нагружения, существенно различаются.

При использовании на тракторе ФС с другим коэффициентом запаса р или двигателя с отличающейся внешней скоростной характеристикой нагрузочный режим ресурсных стендовых испытаний требует корректировки, которая производится в следующей последовательности. Сначала по известному номинальному моменту Мдн двигателя с использованием рис. 7 уточняется коэффициент загрузки К3 для каждой ступени блока нагружения. Затем из выражений для расчета работы буксования ФС трактора по ранее заданным величинам К3 и £ методом итераций на ЭВМ находят для каждой ступени блока нагружения момент инерции Ja МТА, приведенный к валу двигателя. В результате получают параметры блоков нагружения для тракторов данного класса и назначения, характеризуемые величинами К3, 3п, 2 и / на каждой ступени блока.

Таким образом, построенный по данной методике блок нагружения трактора является общим для всех ФС данного класса и назначения. Однако нагруженность конкретного ФС определяется не только указанным блоком нагружения, но и конструктивными параметрами фрикционного узла (геометрическими размерами, величиной коэффициента запаса Р и момента инерции вала двигателя, условиями теплоотвода, числом пар трения, неравномерностью их нагружения и др.). Поэтому при оценке долговечности пар трения ФС типовой блок нагружения трактора перестраивается в блок нагружения конкретного ФС (табл. 1). Каждая ступень этого блока нагружения характеризует величину суммарной работы буксования ФС в эксплуатации ЕД = Ь, 2, Г, и соответствующую максимальную температуру >9гпахл на поверхности трения лимитирующей фрикционной накладки.

Таким образом, каждому ФС одного назначения при общем блоке эксплуатационных нагрузок трактора (параметры К3, У„, 2, г) будет соответствовать индивидуальный блок нагружения (параметры Ь, 2, , * по табл. 1), определяющий долговечность ФС.

Для получения достоверных результатов по износостойкости и долговечности пар трения условия нагружения ФС на стенде и в эксплуатации должны быть одинаковыми. Однако, если типовой режим нагружения для стендовых ресурсных испытаний по работе буксования и числу включения в час ФС эквивалентен эксплуатационному, то температура контактирующих пар трения будет меньше чем в эксплуатации. Это объясняется отсутствием подвода теплоты от тракторного двигателя к ФС при испытании на стенде с электроприводом.

1. Параметры блока нагружения ФС Алтайского моторного завода

Марка ФС Марка трактора Ступень блока Параметры нагружения

Ц, кДж 1..Ч 11,, Щж

01М Т-4А I 135 105 13 47 64

И 105 50 16 493 394

III 85 22 18 240 95

IV 75 12 22 220 58

01М ТТ-4 I 195 52 95 69 341

II 145 21 100 734 1541

III 95 6 112 139 93

IV 75 3 122 58 21

41 ДТ-75М I 170 95 20 50 95

II 160 75 19 110 157

III 152 45 17 680 520

IV 130 20 22 160 70

Суть предлагаемой методики ресурсных стендовых испытаний ФС тракторов заключается в следующем.

Для обеспечения эксплуатационного теплового режима работы пар трения сначала расчетом определяется объемная температура насыщения одного из ведущих дисков ФС на стенде для всех г ступеней блока нагружения. При проведении ресурсных стендовых испытаний для поддержания заданного теплового режима число включений ФС в час на стенде будет больше, чем в эксплуатации на каждом режиме нагружения. Экспериментально установлено, что при нагружении реальными эксплуатационными нагрузками отечественных и фирмы УАЬЕО тракторных ФС необходимое суммарное число циклов включения за время стендовых испытаний обычно не превышает 5... 10 тысяч.

Ускорение при стендовых испытаниях ФС по предложенной методике по сравнению с эксплуатационными достигает 6... 10 раз в зависимости от конструкции, марки материалов пар трения и условий нагружения ФС в эксплуатации.

Фактический ресурс накладок ФС в часах работы трактора определяется долговечностью лимитирующей накладки по зависимости

где д, - износ лимитирующей накладки за одно включение на г режиме на-гружения; ЛГЬ - число циклов включения ФС в год на / режиме нагружения.

Таким образом, предложенный метод ускоренных стендовых испытаний ФС базируется на принципе воспроизведения на стенде режима нагружения эквивалентного эксплуатационному. При этом, за счет повышения цикличности включения ФС на стенде в сравнении с эксплуатационной достигается ускорение испытаний.

Для проверки достоверности предложенной методики было проведено сопоставление результатов стендовых испытаний натурных образцов и эксплуатационного ресурса ФС тракторов ДТ-75М и ТТ-4.

Хорошая сходимость (погрешность не более 11 %) результатов стендовых и эксплуатационных испытаний позволяет рекомендовать предложенный метод для оценки долговечности тракторных ФС.

По предложенной методике была определена эксплуатационная долговечность однодисковых ФС, разработанных в МАМИ применительно к материалу фрикционных накладок шифра Р - 202, долговечность этих же ФС с накладками шифра 56 и ФС фирмы УАЬЕО размерностью 0 350 и и 380 с фрикционными накладками шифров 56, 2124 У7, /^-202 и Я£Ж>/А'6501.

Испытания выявили значительную неравномерность (в 2...3 раза) износа накладок по парам трения в двухдисковых ФС вследствии их различной силовой и тепловой нагруженности. В однодисковых ФС МАМИ и фирмы УАЬЕО данный дефект отсутствует. При этом указанные однодисковые ФС отвечают современным требованиям по ресурсу.

В четвертой главе приведена методика полевых, лабораторных и стендовых испытаний ФС тракторов и их пар трения.

Полевые испытания проводились с целью исследований тепловой и силовой нагруженности ФС тракторов Т-4А, ДТ-75М и ТТ-4 для сбора и обработки статистической информации по нагруженности ФС в эксплуатации. Испытания сельскохозяйственных тракторов Т-4А и ДТ-75М проводились на полигоне лаборатории эксплуатационных испытаний Алтайского моторного завода (совхоз Комсомольский Алтайского края), а трелевочного трактора ТТ-4 - в Пелымском леспромхозе (Свердловская область). Эксперименталь-

{

ные исследования проводились с использованием аттестованного испыта тельного оборудования Алтайского моторного завода.

Проведение полевых испытаний сельскохозяйственных тракторов осуществлялось с помощью измерительной и регистрирующей аппаратуры передвижной измерительной лаборатории ПЛ-2, смонтированной на базе автомобиля ГАЗ-66. При испытании трелевочного трактора ТТ-4 соответствующая аппаратура устанавливалась непосредственно в кабине трактора.

В процессе проведения экспериментов регистрировались следующие параметры: крутящий момент Мт на валу ФС; температура поверхности 9„ второй (от нажимного диска) пары трения; температура 9У воздуха в картере ФС; температура окружающего воздуха; угловая скорость ведущих и ведомых элементов ФС; усилие на крюке трактора (для сельскохозяйственных тракторов); перемещение нажимного диска ФС; частота включений ФС.

Испытания проводились на типичных режимах работы тракторов данного класса и назначения. Работа сельскохозяйственных тракторов исследовалась при пахоте и бороновании. Пахота стерни осуществлялась прицепным плугом ПЛ-5-35, глубина вспашки - 250...300 мм. Боронование стерни осуществлялось прицепной бороной БТД-3,0 при максимальном угле атаки. Работа трелевочного трактора исследовалась при трелевке леса с объемом пачки 12 м3.

Трогание и движение трактора осуществлялись с максимальной подачей топлива. При этом на ленту осциллографа осуществлялась запись каждого десятого процесса трогания МТА. Каждый эксперимент продолжался до выхода температуры 9„ поверхности пары трения на уровень насыщения с перекрытием в 10...30 циклов включений.

Для определения статистических закономерностей силовой нагружен-ности МТА при установившемся движении производилась запись кадров продолжительностью не менее 30 с. На каждом режиме фиксировалось не менее 50 реализаций.

Для каждого режима нагружения МТА величина Ь подсчитывалась не менее 16 раз.

Полная длина кадра при скорости протяжки ленты 130 мм/с составляла около 4 м.

Лабораторные испытания проводились с целью исследования зависимости коэффициента трения материалов автотракторных ФС от температуры и продолжительности буксования при теплоимпульсном нагружении малогабаритных образцов и определения зависимости энергетической интенсивности изнашивания пары трения от температуры. Испытания проводились в лаборатории комплексных физико-механических испытаний ИМАШ АН РФ с использованием его аттестованного испытательного оборудования.

Малогабаритные неподвижные кольцевые образцы изготовлялись согласно требованиям ГОСТ 23.210-80 из чугуна марки СЧ 20, применяемого на Алтайском моторном заводе для ведущих дисков ФС. Подвижные образцы фрикционных полимерных материалов вырезались из накладок серийных тракторных ФС: шифра 56 (отечественный фрикционный полимерный материал) и Р-202 (фирмы УАЬЕО). Испытания проводились в режиме торможения на машине трения ИМ-58м.

Испытательное оборудование обеспечивало синхронную запись момента Мт трения, поверхностной 9П и объемной 9У температуры неподвижного образца. Визуально контролировались следующие параметры: величина силы тока (загрузка силового двигателя стенда); угловая скорость подвижного образца; объемная или поверхностная температура неподвижного образца; температура окружающей среды; сила сжатия образцов; число циклов торможений; износ фрикционной накладки малогабаритного образца.

Регистрация измеряемых величин (МТ,9У,9П) осуществлялась на ос-циллографической бумаге светолучевого осциллографа К 12-22.

На каждом режиме нагружения выполнялось не менее 100 включений (торможений) образцов. Каждое 20-е торможение регистрировалось на ленту осциллографа. Тепловой режим после первых 20...30 торможений практически стабилизировался. После каждого режима нагружения пара трения подвергались осмотру.

Износ малогабаритного образца фрикционной накладки определялся по результатам микрометрирования и расчетом определялся ее износ за одно включение /|1Л1.

С учетом значений /1т и удельной работы / буксования определялась энергетическая интенсивность изнашивания фрикционного материала накладки для каждого режима нагружения

По усредненным значениям найденных величин строилась зависимость У = /(5^).

Стендовые испытания проводились с целью определения зависимости энергетической интенсивности изнашивания фрикционных материалов шифров 56 и Р-202 при их работе в паре с чугуном СЧ 20 от температуры и проверки изложенной методики ресурсных стендовых испытаний. Испытаниям были подвергнуты двухдисковые ФС 41-21с1 (я 350), А 52.20.000 (0 350) и 01М-21с1 (0 400), опытные однодисковые ФС МАМИ (0 350 и 0 400) и одно-дисковые сцепления УАЬЕО (0 350 и а 380). Экспериментальные исследования выполнялись с использованием аттестованного испытательного оборудования ПФНАТИ и МГТУ «МАМИ».

Испытания проводились на инерционном стенде, работающем в режиме разгона.

В процессе проведения испытаний регистрировались: перемещение нажимного диска; крутящий момент на ведомом валу ФС; объемная температура нажимного диска (для однодискового ФС) или промежуточного диска (для двухдискового ФС); угловая скорость валов ФС; частота включений ФС; текущее значение суммарного линейного износа пар трения; износ накладок ведомых дисков.

Регистрация измеряемых величин осуществлялась на бумагу светолу-чевого осциллографа Н043.1. Текущее значение суммарного износа накладок определялось периодически, замером расстояния от опорной поверхности корпуса ФС до нажимного диска. Износ каждой накладки измерялся микро-метрированием до и после испытаний.

Испытания проводились по блоку нагружения ФС тракторов Т-4А, ТТ-4 и ДТ-75М. По результатам микрометрирования определялся суммарный износ лимитирующей накладки на каждой ступени блока нагружения. Расчетом определялся ее износ за одно включение и строилась зависимость у = /ОЯ™). В результате получена хорошая сходимость экспериментальных зависимостей у = /{9^) при стендовых испытания натурных ФС и малогабаритных образцов фрикционных пар на машине трения.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработаны математическая модель процесса буксования ФС при нарушении соосности дисков и на ее основе методика расчета параметров буксования замкнутого ФС. Расхождение в определении частот относительного вращения дисков ФС не превышает 15%.

Показано, что относительное скольжение ведущих и ведомых дисков возрастает по мере увеличения коэффициента загрузки двигателя и степени несоосности опор вала ФС. Однако ее абсолютное значение не велико и не влияет на изнашивание фрикционных накладок. Поэтому при оценке долговечности пар трения ФС нет необходимости в учете влияния несоосности опор вала на изнашивание накладок.

Установлено, что несоосность опор вала ФС вызывает появление на дисках радиальной силы, что должно учитываться при конструировании ФС с подвеской ведущих дисков на тяговых пластинах.

2. Класс и назначение трактора определяют нагруженность ФС, характеризующуюся величинами Jn, Мс, Z, С, спектр изменения которых не зависит от конструкции ФС. Нагруженность конкретного ФС определяется величинами Ь, 2, I, <9^, которые зависят от спектра эксплуатационных на-

грузок трактора. При этом величины I и зависят также и от конструктивных особенностей ФС.

3. Разработана методика оценки эксплуатационной нагруженности ФС тракторов по моменту сопротивления, работе буксования и частоте включений. Анализ полученных характеристик на примере тракторов ДТ-75М, ДТ-75 МП, Т-4А, Т-4АП2 и ТТ-4 показал, что эксплуатационная нагруженность ФС у сельскохозяйственных тракторов по работе буксования выше, чем у промышленных модификаций, а по частоте включения ФС значительно им уступает. Этот факт необходимо учитывать при проектировании и испытаниях ФС.

4. Разработаны методика расчета долговечности пар трения ФС на стадии проектирования и методика ускоренных стендовых испытаний тракторных ФС, позволяющие оценивать эксплуатационную долговечность пар трения применительно к конкретному спектру эксплуатационной нагруженности трактора. Достоверность методик подтверждена эксплуатационными испытаниями ФС. При этом точность определения долговечности пар трения при стендовых испытаниях (погрешность не более 11%) выше, чем при ее расчете на стадии проектирования ФС (погрешность не более 26%).

5. Экспериментально показано преимущество по долговечности одно-дисковых ФС по сравнению с двухдисковыми применительно к тракторам класса 3 и 4. Замена отечественных двухдисковых ФС на однодисковые позволяет снизить теплонапряженность и увеличить их долговечность не менее чем в 1,5 раза. Существенно повысить долговечность ФС можно, используя безасбестовые фрикционные накладки типа ^ - 202 в сочетании с однодис-ковой конструкцией.

6. Лабораторные испытания малогабаритных образцов пар трения ФС показали, что в диапазоне эксплуатационных температур 9У =60...320°С и ¡е <3с коэффициент трения фрикционных пар «СЧ 20 - накладка шифра 56» и «СЧ 20 - накладка шифра Р-202» практически не зависит от температуры. Следовательно, при расчетах ФС нет необходимости учитывать изменение фрикционных свойств накладок в функции от температуры поверхности трения.

7. Результаты работы используются в учебном процессе в МГТУ «МАМИ», в ВУЗах России и на предприятиях тракторной отрасли. Так методика расчета долговечности пар трения тракторных ФС вошла в учебник «Конструирование и расчет тракторов. - М.: Машиностроение, 2004. -592 с.» и энциклопедию «Машиностроение. Колесные и гусеничные машины. Т. IV-15/ Под общ. ред. В. Ф. Платонова. - М.: Машиностроение, 1997. 688 е.». Методика ресурсных стендовых испытаний тракторных ФС вошла в отраслевой руководящий документ РД 23.1.6-89. - М., 1989.- 46 с.

Основные im Н1ЖС1 шя iiiccepiaiiini on\ó шковапы в eiei\iouni\ paóo-

i ах

1 Шарнпов 13.М . I роеман X.. Шарипова H.II. Pacici сцепления автомобиля на нагрев Констрхмшя jbiomoóm ich Экспресс-информация. 1980. ,V«4. - С. 17-20.

2. Шарипова Н.Н . Греччшпиков М В . Гросмаи X. К вопросу оиреде-тснпя объемном 1смнерат\ры ¡сталей м\фi ецептения Безопасносность и надежность автомобиля. - М . 19S0 - Вып 2 - С. 92-97

3 Шарипова Н Н Оценка 1е\ническо1 о ресурса накладок автотракюр-ны\ сцеплений на стадии проектирования Теория и проектирование механических грансмпеспГг Межв_\ зовский сборник на\чных ф\дов - Ярославль. 1993 - С. 42-44

4. Шарипова Н II. Оценка до новечносш фрикционных накладок муфт сцепления и тормозов на стадии проектирования,/ Тезисы доктадов секции «Автомобиле - и факторостроепие» межи народной научно-технической конференции «100 ле! Российскому автомобилю». - М , МАМИ, 1996. - С. 21, 22.

5. Шарипова Н Н Исстетование фрикшюнно-износных свойств накладок авгсмракюрных сцеплении на машине фения// Тезисы докладов международного на\ чномехпической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного ашофпкюросфоения и подютовкп кадров» Секция «Тракторы». - М„ 2000. С 17.18.

6 Sharipo\a N N. Selection of rational tractor clutch safety factors// Труды международного симпозиума по трибологии фрикционных материалов «Ярофри-2000» - Ярославль. 2000. - С. 67-69

7. Шарипова H.H. Фрнкшюнно-износныс свойства накладок автотракторных сцеплений//Сб избр докладов меж i пауч симпозиума «Приоритеты развития 0течес1вени010 автофакторосгроенпя и подютовки инженерных и научных ка фов». - М.: МГТУ «МАМИ». 2002. - С. 47-54

8. Шарипова Н.Н Работа фрикционною сцепления при нарушении соосности дисков/ Колесные и гусеничные машины Межвузовский сборник научных фудов -М Ml IУ «МАМИ», 2004 - С 364-371

9. Шарипова Н.Н Меюдпка ресурсных стендовых испытаний тракторных фрикционных сцеплении'/' Сб. избр докладов 49-ой международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты разим i ия отечественного авюфакторосфоенпя н подютовки инженерных и научных кадров». Секция «Тракторы». - М МГТУ «МАМИ». 2005. - С 44-50.

10. Шарипова Н Н Буксование фрикционного сцеп шния при нарушении соосности дисков'/ Сб избр. докладов 49-ой международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного авто-

:4 05 - 2 2 6 3? К.

I рак юрост роения И 1ЮДГ010ВКИ Ц|т-«.ЧШ1.И и инииш. Г

«Тракторы» - М: МГТУ «МАМИ»

11. Повышение ¡емшческогс

тросфоитедыюго произволе!вень РНБ РуССКИЙ фонд

Тема № 8-87. № ГР 01860025693. -

12. Разработка основ теорш 2006~4

тракторов с полным использование

лов пар трения- Отчет о НИР'МА\ 26214

1991. - 82 с. (в соавюрс!ве).

13. Разработка основ теории и проектирования фрикционных узлов тракторов с полным использованием потенциальных возможностей ма!ериа-лов пар трения: Отчет о НИР МАМИ. Тема №10-90. № ГР 01890006243, М., 1992 - 71 с. (в соавторстве).

14 Разработка основ теории и проектирования фрикционных узлов тракторов с полным использованием потенциальных возможностей материалов пар трения: Отчет о ННР'МГТУ «МАМИ». Тема №1.14.94 № ГР 011030009867. М.. 1994.-42 с. (в соавторстве).

15 Разработка методов расчета, конструирования и испытания узлов трения автомобилей и тракторов с использованием экологически чистых материалов- Отчет о НИР/МГТУ «МАМИ». Тема №1.1.7.98Ф. № ГР 01980005421. М . 1998 - 53 с (в соавторстве).

16. Совершена воваиис фрикционных свойств узлов трения ТС при исследовании эколошческн чистых фрикционных материалов- 0|чег о НИР/МГТУ «МАМИ». Тема №1.13 99 Ф. № ГР 01.99.0005820, М„ 1999. -29 с. (в соавторстве).

Наталья Николаевна Шарипова

Автореферат диссертации на соискание ) чеиой степени кандидата технических наук «Методы оценки долговечности пар трения л ракторных фрикционных сцеплений» Подписано а печать 2. -/-/. 2005 Заказ 1?3~05 Объем 1,2 п..ч Тираж 80

Бумага типографская_Формат 60Х90П6_

МГГУ «MAMI1». 107023, Москва, Б. Семеновская \л , дом 38

ВВЕДЕНИЕ.

• 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ.

V 1.1. Факторы, определяющие долговечность пар трения фрикционных сцеплений.

1.2. Методы расчета фрикционных узлов на долговечность.

1.3. Методы стендовых испытаний фрикционных сцеплений.

1.4. Задачи исследования.

2. ОЦЕНКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПАР ТРЕНИЯ ТРАКТОРНЫХ СЦЕПЛЕНИЙ НА СТАДИИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ.

2.1. Буксование сцепления при нарушении соосности дисков.

2.2. Режимы нагружения тракторных сцеплений.

2.3. Оценка долговечности пар трения сцеплений на стадии проектирования.

2.4. Выводы.

3. ОЦЕНКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПАР ТРЕНИЯ ТРАКТОРНЫХ j СЦЕПЛЕНИЙ ПРИ СТЕНДОВЫХ ИСПЫТАНИЯХ.

3.1. Режимы ресурсных стендовых испытаний.

• 3.2. Методика ресурсных стендовых испытаний

3.3. Выводы.

4. МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ.

4.1. Полевые испытания.

4.2. Лабораторные испытания.

4.3. Стендовые испытания.

4.4. Выводы.

Фрикционные сцепления (ФС) широко используются в трансмиссиях тракторов и автомобилей. Однако, как показывает опыт эксплуатации, их срок службы значительно ниже других узлов трансмиссии. Основной причиной отказов ФС является повышенный износ фрикционных накладок [16]. Низкая долговечность ФС приводит к необходимости их частого ремонта. Известно [3, 5], что затраты на техническое обслуживание и ремонт машины за срок службы в 3 раза превышают стоимость трактора и в 7 раз -стоимость автомобиля. В связи с этим важное значение приобретают исследования, посвященные долговечности ФС. В данной работе рассматриваются только тракторные ФС, условия работы которых существенно отличаются от автомобильных [3, 5].

Существующие методы расчета ФС тракторов не позволяют прогнозировать долговечность их пар трения на стадии проектирования, а извест-— ; ные методы стендовых ресурсных испытаний тракторных ФС очень часто дают результаты, существенно отличающиеся от эксплуатационных. Иногда эти результаты полностью противоречат результатам эксплуатации [5].

Жесткие ограничения габаритов при возрастании энергонагруженно-сти современных тракторов ставят перед конструкторами и исследователями, занимающихся разработкой ФС, ряд новых технических задач.

Целью работы является разработка методов оценки долговечности пар трения тракторных ФС на стадии проектирования и при ресурсных стендовых испытаниях натурных узлов.

Достижение указанной цели позволит решить актуальную техническую задачу прогнозирования долговечности пар трения ФС тракторов, что имеет важное значение для тракторной отрасли России.

В данной работе обоснованы основные параметры, определяющие на-груженность ФС тракторов в эксплуатации, и разработана методика построения их типовых режимов нагружения. Разработана математическая модель процесса буксования ФС при нарушении соосности его дисков. Предложены методы оценки долговечности пар трения ФС тракторов на стадии их проектирования и при стендовых ресурсных испытаниях натурных узлов. Достоверность основных теоретических положений, результатов и выводов работы подтверждена эксплуатационными, полевыми, стендовыми и лабораторными испытаниями ФС и их пар трения.

Работа выполнена в МГТУ «МАМИ» на кафедре «Тракторы» в течение 1980.2005 г.г.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ

1.1. Факторы, определяющие долговечность пар трения фрикционных сцеплений

Долговечность пар трения ФС определяют следующие основные факторы:

Конструктивные: форма, размеры и способ крепления фрикционных накладок; конструкция ведомых дисков; соотношение масс ведущих дисков; конструкция нажимного механизма; условия теплоотвода; тип механизма разведения дисков в двухдисковых ФС; размеры и форма ведущих дисков;

Свойства материалов пар трения;

Величина и характер действующих нагрузок',

Влияние окружающей среды.

Влияние формы, размеров и способа крепления фрикционных накладок. Фрикционные накладки выполняются по ГОСТ 1786 в виде колец, радиальные размеры которых подбираются из условия обеспечения допустимых для данного фрикционного материала величин давления и удельной работы буксования. Однако момент трения, передаваемый ФС, при прочих равных условиях зависит не только от размеров поверхностей трения, но и от отношения внутреннего Ri и наружного R2 радиусов накладок. Если это отношение мало, то ухудшается контакт рабочих поверхностей и увеличивается неравномерность изнашивания по ширине фрикционных накладок вследствие большой разности тепловыделения по внешнему и внутреннему радиусам дисков. Завышенное отношение R1/R2 приводит к возрастанию давления и в некоторых случаях повышению интенсивности изнашивания поверхностей трения. В ФС отечественных и зарубежных тракторов и автомобилей отношение R1/R2 = 0,494.0,696, причем меньшие величины обычно соответствуют фрикционным накладкам с большим наружным радиусом [1, 2]. В некоторых конструкциях ФС на поверхностях трения фрикционных накладок выполняют пазы, предназначенные для вентиляции поверхностей трения и удаления продуктов износа. Однако, как показали стендовые испытания [3-5], их эффективность невелика. К тому же глубина канавок недостаточна для их сохранения в течение срока службы ФС и не на всех фрикционных материалах возможно их выполнение. На безасбестовых полимерных фрикционных накладках вентиляционные канавки не выполняют [5-8].

Накладки из спеченного фрикционного материала, допускающие повышенные давления и удельную работу буксования, чаще всего выполняют в виде отдельных расчлененных элементов сравнительно небольших размеров [1,5, 7-9]. При этом коэффициент взаимного перекрытия пар трения Квз уменьшается до 0,3, улучшаются условия охлаждения, что способствует стабилизации коэффициента трения и снижению изнашивания пар трения [1,5, 10-15]. Применение пар трения с Квз< 1 в ФС с асбофрикционными накладками также привела к положительным результатам [5, 12-16].

Долговечность фрикционных накладок ограничивается креплением заклепками, не позволяющими использовать всю толщину накладок, поскольку их износ допускается только до уровня головок заклепок. При этом средняя величина допустимого износа фрикционных накладок в тракторных ФС невелика и составляет 1,5.2,4 мм [5, 17]. Обычно эта величина может оказаться еще меньше вследствие возможных перекосов при постановке заклепок.

Другие способы крепления фрикционных накладок (приклеивание, приформовывание, применение самоустанавливающихся вставных вкладышей) в практике отечественного и зарубежного автотракторостроения не нашли широкого применения из-за технологических трудностей выполнения и невозможности использования всей толщины накладок вследствие недопустимого снижения усилия винтовых цилиндрических нажимных пружин при износе накладок свыше 2,5.3,5 мм [5, 16].

Применение тарельчатых пружин в сочетании с рациональным способом крепления накладок к ведомому диску, допускающим износ накладок на всю толщину, может обеспечить значительное увеличение допустимой величины износа и долговечности накладок [18].

Влияние конструкции ведомых дисков.В ФС широкое распространение получили ведомые диски с осевой податливостью, которые наряду с увеличением плавности включения способствует повышению долговечности фрикционных накладок [1, 3.5, 16, 19-22]. Однако для двухдисковых ФС такое конструктивное решение привело к противоположному результату, что в работах [1, 3, 4, 19-25] объясняется несовершенством конструкции ведомых дисков, а в работах [23-25] повышением нагру-женности поверхностей трения вследствие увеличения времени контактирования. На наш взгляд такое объяснение не совсем верно, и это можно подтвердить следующим. В ряде работ [3, 19, 26, 27] установлено, что при одинаковых конструктивных параметрах предельный момент трения однодис-кового ФС с упругими ведомыми дисками (УВД) уменьшается на 12.16%, а в двухдисковых ФС [3, 27] - на 25%. Природа этого явления установлена в работе [16]. Повышение долговечности в однодисковом ФС обеспечивается лучшим прилеганием фрикционных накладок к контртелам. При этом фрикционный контакт осуществляется по большей площади, что влечет за собой более равномерное распределение теплоты по всей поверхности без температурных вспышек, которые ведут к разрушению накладки.

З.В. Игнатьевой [28] установлено, дто на поверхностях трения дисковых тормозов существуют локальные зоны, названные контурными, в которых температура существенно превышает среднюю температуру поверхности трения. С уменьшением контурных площадей контакта пар трения на них существенно повышается температура. Известно также [5,16, 29, 31-34], что средняя температура на поверхности трения пропорциональна работе буксования. Из вышесказанного следует, что в однодисковом ФС с жесткими в осевом направлении ведомыми дисками средняя температура поверхности трения будет меньше, чем в ФС с УВД, а температура на контурной поверхности трения будет существенно больше, чем в ФС с УВД из-за худшего прилегания пар трения. Видимо в однодисковом ФС с УВД превышение температуры на контурной поверхности незначительно по сравнению со средней температурой поверхности трения, поэтому и износ накладок меньше, чем в ФС с жесткими дисками. Поскольку температура на контурных зонах поверхности трения возрастает с увеличением работы буксования и уменьшается с увеличением контурной площади контакта [28], то в двухдисковом ФС с УВД увеличение работы буксования и площади контурной зоны за счет лучшего прилегания пар трения видимо друг друга компенсируют и температура в контурной зоне остается на уровне ФС с жесткими дисками. Однако средняя температура поверхности трения в ФС с УВД выше. Поэтому, очевидно, и выше средний износ фрикционных накладок в двухдисковом ФС с УВД по сравнению с ФС, имеющим жесткие диски. Во всех без исключения работах [3, 16, 19, 20, 26, 27, 31, 35, 36] отмечается также положительное влияние УВД на состояние поверхностей трения контртел (маховика, среднего и нажимного дисков).

В ФС широкое распространение получили демпферы (гасители крутильных колебаний). Однако данных о влиянии их на работоспособность ФС еще не накоплено. Известны лишь работы С.Г. Борисова, И.М. Эглита и др. [1, 35, 37], в которых отмечается положительное влияние демпфера на долговечность ФС. Эксперименты Г.М. Щеренкова и данные фирмы Sachs (Германия) показали, что на работоспособность ФС демпфер влияния не оказывает [3]. Он способствует лишь уменьшению амплитуды крутильных колебаний в трансмиссии и смещению резонанса в область меньших частот вращения вала двигателя [5, 16, 38, 39].

В работах [5, 16, 25, 40] отмечается существенное влияние потерь осевого усилия в направляющих ведомых дисков при включении ФС на неравномерность изнашивания фрикционных накладок. Для повышения долговечности ФС авторы рекомендуют снижать величину этих потерь конструктивными и технологическими мероприятиями, к числу которых относятся увеличение диаметра шлицевого соединения, установка ведомых дисков с меньшей изгибной жесткостью металлического основания и снижение коэффициента трения в шлицевых соединениях.

Долговечность ФС может быть повышена также применением утолщенных накладок, работающих в паре с нажимным диском [1,5] или применение более износостойких накладок со стороны нажимного диска.

Влияние соотношения масс ведущих дисков Ф С . Анализ эксплуатационных данных показывает, что накладка, работающая в паре с нажимным диском, изнашивается больше накладки, контактирующей с маховиком двигателя. Авторы работ [5, 16, 41-44] отмечают, что в тракторных ФС накладки со стороны маховика в 1,4. 1,5 раза изнашиваются менее интенсивно, чем со стороны нажимного диска. На основе этого делается вывод, что интенсивность износа накладки при работе в одних и тех же условиях пропорциональна температуре ее поверхности. В автомобильных ФС было также установлено, что температура рабочей поверхности маховика в 1,5.2 раза ниже температуры рабочей поверхности нажимного диска [5, 41, 45-47]. Разная степень износа накладок объясняется меньшей массой нажимного диска по сравнению с маховиком и соответственно более интенсивным нагревом. Поэтому в автомобилестроении при конструировании ФС стремятся к выравниванию масс нажимного диска и маховика.

Возможны и другие способы выравнивания износа пар трения в ФС. Так, в США широко используются фрикционные материалы с различными физико-химическими показателями. При этом со стороны нажимного диска устанавливаются фрикционные накладки с меньшим коэффициентом трения [5, 48], что обеспечивает в этой паре относительное снижение работы буксования и тепловыделения.

Однако указанные мероприятия до настоящего времени не нашли широкого применения в отечественном автотракторостроении.

Влияние конструкции нажимного механизма. В настоящее время в ФС тракторов и автомобилей широко используются нажимные механизмы с витыми цилиндрическими периферийно расположенными пружинами. Их недостатки известны и подробно разобраны в работах [1, 5, 18]. Применение тарельчатых пружин позволяет избавиться от недостатков, присущих нажимным устройствам с витыми цилиндрическими пружинами. При этом замечено некоторое повышение долговечности фрикционных накладок за счет поддержания примерно постоянного на протяжении всего срока службы ФС давления на парах трения [5, 18, 49-51].

Влияние условий теплоотвода с поверхностей трения. Наиболее эффективным конструктивным мероприятием, существенно повышающим долговечность ФС с накладками из асбофрикци-онного и безасбестового полимерного материала, является снижение температуры поверхностей трения путем принудительной или естественной вентиляции. Так, организация принудительной вентиляции в картере ФС трактора Т-40М снизила температуру нажимного диска на 80°С, при этом долговечность накладок, контактирующих с нажимным диском, возросла в 1,4. 1,5 раза [18, 52, 53]. Стендовые испытания ФС автомобиля «Москвич-412» с различными материалами накладок ведомого диска показали, что при снижении объемной температуры нажимного диска с 200 до 120°С долговечность накладок повышается в 1,16. 1,91 раза [41]. Значительное повышение долговечности ФС вследствие снижения тепловой нагруженности деталей за счет естественного или принудительного теплоотвода отмечено также в работах [1, 5, 16, 30, 31, 34, 35, 54-56]. Для обеспечения доступа воздуха к рабочим поверхностям пар трения кожух и другие детали ФС снабжают окнами, прорезями и отверстиями, а фрикционные накладки - вентиляционными каналами. С целью повышения эффективности вентиляции на ведомом диске ФС устанавливают крыльчатку, кольцевые накладки заменяют секторными, а чашеобразный маховик заменяют плоским. Н.Ф. Камнев [57] для снижения тепловой нагруженности пар трения предлагает использовать в ФС специальные ведомые диски с полым стальным основанием. Экспериментально установлено, что использование таких дисков в ФС трактора Т-4А позволяет снизить температуру накладок на 20.25%. Положительное влияние принудительной вентиляции на долговечность фрикционных накладок тормозов мощных гусеничных тракторов отмечено в работе [58].

Однако снижение тепловой нагруженности ФС не всегда приводит к увеличению долговечности. Так, стендовые испытания спеченного фрикционного материала HJI-5 при напряженном тепловом режиме показали хорошие результаты по долговечности. В реальной же эксплуатации на тракторе, где температуры на поверхностях трения дисков ФС существенно ниже, чем при стендовых испытаниях, был получен обратный результат (долговечность фрикционного материала HJI-5 оказалась намного ниже, чем у серийных накладок) [18].

Влияние конструкции механизма разведения дисков в двухдисковом ФС. На неравномерность изнашивания, а, следовательно, и долговечность двухдискового ФС существенно влияет конструкция и параметры механизма разведения ведущих дисков [5, 16, 24, 25, 59, 60]. Так, например, в работах [24, 25] при замене серийного механизма разведения дисков в ФС трактора ДТ-75М на опытный износостойкость фрикционных накладок возросла в 1,4 раза.

Влияние габаритных размеров и формы ведущих д и с к о в . Из практики известно [3, 5, 61], что коробление нажимного диска при работе с серийными накладками достигает у ФС ЯМЭ-236 1,25 мм и более, ЗИЛ-130 - 0,85 мм, ГАЗ-53А - 0,12 мм и «Москвич-408» - 0,05 мм. Из приведенных данных можно заключить, что большему короблению подвержены нажимные диски больших размеров по диаметру. Поэтому при конструировании ФС следует по возможности стремиться к уменьшению радиальных размеров ведущих дисков. В то же время при увеличении толщины коробление ведущих дисков уменьшается [62]. Увеличение массы и вентилируемой поверхности ведущих дисков способствует снижению тепловой нагруженности пар трения ФС [3, 5,13, 16, 31, 34, 60].

Влияние свойств материалов пар трения.Для изготовления накладок ведомых дисков ФС в настоящее время в отечественной практике преимущественно используются асбофрикционные и безасбестовые полимерные материалы. Их составы и рабочие свойства широко освещены в литературе [1, 4, 5, 11, 33, 63, 64]. Как показали испытания [3, 4, 19, 36], коробление ведущих дисков ФС гораздо меньше при накладках меньшей твердости, когда обеспечивается большая фактическая площадь контакта и более равномерное распределение теплоты по поверхности трения. Исходя из вышесказанного, одним из важнейших требований, предъявляемых к фрикционному материалу, является обеспечение минимального коробления ведущих дисков. Этому требованию лучше удовлетворяют тканые материалы [5, 19]. При формованных накладках, обладающих повышенной твердостью, фрикционный контакт трущихся тел более дискретен, теплота распространяется через небольшие участки поверхности, что способствует повышению температуры. Появляются температурные «вспышки» и концентраторы тепловых напряжений, что вызывает коробление ведущих дисков. Формованные материалы могут работать при более высоких температурах, чем тканые [5, 19].

Однако из-за введения за рубежом ограничений на использование ас-бестосодержащих фрикционных материалов, они теряют перспективу применения для узлов трения мобильных машин.

Значительное повышение долговечности ФС может быть достигнуто за счет применения спеченных фрикционных материалов. Эти материалы имеют высокую теплопроводность, повышенную износостойкость, высокие и стабильные фрикционные свойства при различной температуре, скорости скольжения и давлении, не чувствительны к влаге и маслу [5, 21, 63, 64]. Так износостойкость спеченного материала HJI-5, испытанного при работе ФС трактора Т-40М на стенде JIT3, оказалась в 2,6 раза выше асбофрикционного шифра 56, широко используемого в отечественном тракторостроении [65]. Существенное повышение долговечности ФС с накладками из спеченного фрикционного материала при стендовых испытаниях отмечено также в работах [18, 66-68]. Однако эксплуатационные испытания накладок из материала HJI-5 на тракторе Т-40М показали долговечность более низкую, чем это можно было ожидать по результатам стендовых испытаний [18]. Установлено, что причиной такого расхождения является несоответствие тепловых режимов работы ФС.

Работоспособность ФС в значительной степени определяется выбором материала ведущих дисков. В отечественных и зарубежных ФС широко используется серый чугун, который по сравнению со сталью обладает более высокой износостойкостью и меньше изнашивает фрикционные накладки, большим коэффициентом трения и меньшим тепловым расширением [1, 63]. Однако с повышением тепловой нагруженности ФС на поверхностях трения серых чугунов при работе в паре с асбофрикционными и безасбестовыми полимерными накладками возникают коробление и трещины. Эти дефекты вызваны неравномерностью нагрева поверхностей трения и термической усталостью [1, 5, 16, 61, 63, 69]. Известно, что коробление и растрескивание ведущих дисков существенно снижает долговечность фрикционных накладок. Поэтому для изготовления ведущих дисков целесообразно применять термостойкие чугуны. К ним относятся высокоуглеродистые чугуны, содержащие в своей структуре крупные пластинчатые включения графита. На термостойкость чугуна также положительно влияют легирующие добавки марганца, хрома, никеля и магния. При этом существенно снижается коробление и уменьшается сеть трещин на поверхностях ведущих дисков, взаимодействующих с фрикционными накладками [1,5, 20, 70].

Применение спеченных фрикционных материалов несколько снижает коробление и растрескивание ведущих дисков, выполненных из серого чугуна [18]. Это объясняется повышенной теплоемкостью накладок, которые поглощают до 39% образующейся при трении теплоты. Однако, применение этих материалов требует высокой износостойкости чугуна [1, 5, 63].

Влияние величины и характера действующих нагрузок. На долговечность ФС существенно влияют величина и характер нагрузок, действующих на парах трения, которые в свою очередь зависят от вида выполняемых работ, состава машинно-тракторного агрегата (МТА), конструкции трансмиссии, ходовой системы трактора и сцепного устройства, почвенного фона и рельефа местности, на которых выполняются работы, субъективных особенностей тракториста и др. Обычно считают [5, 16, 30.34, 38, 71-76], что долговечность накладок обратно пропорциональна работе буксования ФС. При этом, если давление на парах трения не превышает допустимой величины, работоспособность накладок определяется тепловым режимом. Для тракторных ФС характерен повторно-кратковременный режим работы с числом включений в час от 8 до 360, в зависимости от вида работ, выполняемых МТА [38]. Поэтому в эксплуатации установившаяся объемная температура ведущих дисков может изменяться в значительных пределах [77].

Ряд работ [78-81] посвящено влиянию упруго-демпфирующего привода ведущих колес на долговечность ФС. Так, по экспериментальным данным А.А. Карсакова [81] этот привод позволяет уменьшить работу буксования ФС тракторов МТЗ-50 и Т-40А в 4. .7 раз при разгоне транспортного агрегата и в 7 раз при разгоне пропашного агрегата. Однако, при этом необходимо иметь в виду, что чрезмерное уменьшение жесткости привода ведущих колес приводит к появлению в трансмиссии трактора нежелательных низкочастотных колебаний большой амплитуды.

Работоспособность ФС зависит также от конструкции сцепного устройства МТА. Так, введение упругого элемента в сцепное устройство трактора при разгоне МТА обеспечивает сокращение времени и работы буксования ФС в 1,15.1,52 раза [82-84].

Долговечность ФС может быть повышена грамотной эксплуатацией МТА. Рациональное агрегатирование предупреждает чрезмерные нагрузки в ФС, возникающие при разгоне слишком тяжелого или обладающего большим тяговым сопротивлением МТА. Оптимальный темп включения ФС помогает избежать длительного буксования при замедленном и тепловых пиковых нагрузок при резком включении. С точки зрения снижения нагружен-ности ФС представляет интерес «управляемый» разгон МТА, при котором трогание осуществляется при частоте вращения вала двигателя, меньшей максимальной частоты холостого хода, а в процессе разгона тракторист увеличивает подачу топлива. Такой разгон характерен для автомобиля. При этом работа буксования ФС может быть снижена в 1,3.2 раза [18]. Положительное влияние «управляемого» разгона на долговечность ФС отмечено также в работах [85-87].

Влияние окружающей среды. Экспериментальные исследования, выполненные в ИМАШ АН РФ под руководством А.В. Чичи-надзе [32, 33, 88, 89], показали существенное влияние окружающей газовой среды на износостойкость асбополимерных фрикционных накладок. При этом отмечено, что ограничение доступа окислительной воздушной среды в зону трения или использование рабочей среды с пониженным содержанием окислителя может создать условия наименьшей интенсивности разложения полимерного связующего в накладках. При этом в качестве рабочей среды могут быть использованы выхлопные газы двигателя [5, 89].

Таким образом, в результате выполненного анализа можно сделать выводы, приведенные ниже.

1. Долговечность пар трения ФС зависит от комплекса взаимосвязанных факторов.

2. В большинстве существующих конструкциях ФС наблюдается ярко выраженная неравномерность изнашивания фрикционных накладок ведомых дисков.

3. Для каждого типа материала фрикционных накладок существуют » оптимальные условия по температуре и давлению, при которых они обладают максимальной износостойкостью.

4. С целью повышения долговечности ФС необходимо создавать оптимальные условия по давлению и температуре для фрикционных накладок на каждой паре трения, что позволит наиболее полно использовать потенциальные возможности фрикционных материалов.

7. Результаты работы используются в учебном процессе в МГТУ «МАМИ», в ВУЗах России и на предприятиях тракторной отрасли. Так методика расчета долговечности пар трения тракторных ФС вошла в учебник «Конструирование и расчет тракторов. - М.: Машиностроение, 2004. -592 с.» и энциклопедию «Машиностроение. Колесные и гусеничные машины. Т. IV-15/ Под общ. ред. В. Ф. Платонова. - М.: Машиностроение, 1997. 688 е.». Meтодика ресурсных стендовых испытаний тракторных ФС вошла в отраслевой руководящий документ РД 23.1.6-89. - М., 1989.- 46 с.

98

1. Борисов С.Г., Эглит И.М. Муфты сцепления тракторов.- М.: Машиностроение, 1972. - 208 с.

2. Галягин В.А. Разработка и исследование типоразмерного ряда муфт сцепления повышенной надежности: Дисс. канд. техн. наук. Чебоксары, 1980.-148 с.

3. Щеренков Г.М. Пары трения автомобильных сцеплений (теория, испытания и расчет): Дисс . д-ра техн. наук. Ярославль, 1976. - 370 с.

4. Щеренков Г.М., Карпицкий В.Л., Соколов В.А. Современные методы расчета пар трения автотракторных сцеплений с фрикционными асбестовыми накладками. М.: ЦНИИТЭнефтехим, 1988. - 67с.

5. Сцепления транспортных и тяговых машин/ Под ред. Ф.Р. Геккера, В.М. Шарипова, Г.М. Щеренкова. М.: Машиностроение, 1989. - 334 с.

6. Шарипов В.М., Щеренков Г.М., Соколов В.А. Обзор и анализ свойств новых фрикционных материалов для автотракторных сцеплений// Нагруженность, тяговые свойства, надежность и долговечность тракторов.-М., 1988.-С. 162-170.

7. Определение силовых характеристик диафрагменной пружины муфты сцепления фирмы VALEO. Определение жесткостных характеристик ведомых дисков муфт сцепления фирмы VALEO: Технический акт №48/86. -Барнаул. ПО «АМЗ». - 1986. - 23 с.

8. Sachs. Clutches. Technical Information for the Design Engineer. -Schweinfurt, 1986. 64 s.

9. Муфты сцепления мобильных машин: Отчет о патентных исследованиях/ Гос. Ком. СССР по делам изобр. и откр. ВЦПУ, БФ. №7/85/65. - Барнаул, 1986.-245 с.

10. Чичинадзе А.В. Расчет и исследование внешнего трения при торможении. М.: Наука, 1967. - 232 с.

11. Полимеры в узлах трения машин и приборов: Справочник/ А.В. Чи-чинадзе, A.JI. Левин, М.М. Бородулин, Е.В. Зиновьев; Под общ. ред. А.В. Чи-чинадзе 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 328 с.

12. Шарипов В.М., Лялин В.П. О влиянии коэффициента взаимного перекрытия на тепловую нагруженность и износостойкость пар трения муфты сцепления. Деп. рукопись / ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш. 1984, №492 тс.

13. Лялин В.П. Выбор оптимальных геометрических параметров пар трения с целью улучшения характеристик теплового режима и работоспособности муфты сцепления трактора. Дисс. канд. техн. наук. М., 1984. -167 с.

14. Шарипов В.М., Лялин В.П., Кузнецов Л.П. Влияние геометрических параметров пар трения муфт сцепления на ее тепловую нагруженность и износостойкость// Тракторы и сельхозмашины. 1984. - №12. - С. 10-12.

15. Шарипов В.М. К вопросу выбора геометрических параметров пар трения муфт сцепления// Tribotechnica 87, The 5 Conference on friction, Lubrication and wear.- Buciresti, 24-26 sept. - 1987. - P. 135-144.

16. Шарипов В.М. Научные основы теории и проектирования муфт сцепления тракторов: Автореф. дисс. докт. техн. наук. М., 1988. -47 с.

17. Муфты сцепления тракторных и комбайновых двигателей: Каталог-справочник/ A.M. Любимов, В.А. Галягин, С.М. Хисина и др. М.: ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш, 1974. - 210 с.

18. Чунихин В.И. Исследование долговечности пар трения тракторных муфт сцепления и некоторых путей ее повышения: Дисс. канд. техн. наук.-М., 1977.-204 с.

19. Малашков И.И. Исследование процесса включения сцепления, его износостойкости и динамических нагрузок в трансмиссии автомобиля: Автореф. дисс. канд. техн. наук. М., 1974. - 27 с.

20. Малашков И.И., Стефанович Ю.Г. Исследование долговечности сцеплений//Автомобильная промышленность. 1974. - №1. - С. 11-13.

21. Kraus Н. Entwieklungstendenzen heutiger Kraftfahrzeugkupplungen// ATZ. 1969. - Bd71. - №9. - S. 321-328.

22. Игнатенко В.Н. Выбор основных параметров и методика ресурсных стендовых испытаний тракторных муфт сцепления: Дисс. канд. техн. наук. -М., 1988.- 196 с.

23. Шевалье В.Е. О влиянии некоторых параметров систем муфта сцепления гидроусилитель на износ и динамику включения муфты сцепления: Дисс. канд. техн. наук. -М., 1974. - 184 с.

24. Токтаганов Т. Исследование тепловой нагруженности муфты сцепления и методы ее расчета: Дисс. канд. техн. наук. М., 1975. - 139 с.

25. Скиперский М.А. Исследование силовой нагруженности муфты сцепления трактора и методы ее расчета: Дисс. канд. техн. наук. М., 1976. -156 с.

26. Тепловая динамика и моделирование внешнего трения/ Под. ред. А.В. Чичинадзе. -М.: Наука, 1975. 144 с.

27. Щеренков Г.М., Кул ев В. А. Расчет основных размеров и параметров муфт сцепления автомобилей и тракторов// Вестник машиностроения. -1974. №2. - С. 40-42.

28. Игнатьева З.В. Исследование температурного режима и структурных изменений фрикционных материалов нагруженных дисковых тормозов: Дисс. канд. техн. наук. -М., 1973. - 192 с.

29. Справочник по триботехнике. В 3-х т. Т. 1. Теоретические основы/ Под общ. ред. М. Хебды, А.В. Чичинадзе. М.: Машиностроение, 1989. -400 с.

30. Коломиец С.Н. Оценка нагруженности, расчет и повышение ресурса пар трения тракторных муфт сцепления: Автореф. дисс. канд. техн. наук. -М., 1989.-23 с.

31. Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов. М.: Машиностроение, 2004. - 592 с.

32. Основы трибологии (трение, износ и смазка)/ А. В. Чичинадзе, Э.Д. Браун, Н.А. Буше и др.; Под общ. Ред. А.В. Чичинадзе. М.: Машиностроение, 2001.-664 с.

33. Справочник по триботехнике. В 3-х т. Т. 3. Триботехника антифрикционных, фрикционных и сцепных устройств. Методы и средства три-ботехнических испытаний/ Под ред. М. Хедбы, А. В. Чичинадзе. М.: Машиностроение, 1992. - 730 с.

34. Шарипов В. М. Проектирование механических, гидромеханических и гидрообъемных передач тракторов. М.: МГТУ «МАМИ», 2002. - 300 с.

35. Пути повышения долговечности муфт сцепления/ С.Г. Борисов, Ю.К. Колодий, И.М. Эглит, В.Б. Коскин// Тракторы и сельхозмашины. -1970. -№1.- С. 5-7.

36. Коряева А.И. Прогнозирование долговечности пар трения сцеплений большегрузных автомобилей по результатам стендовых испытаний: Дисс. канд. техн. наук. -М., 1974. 159 с.

37. Борисов С.Г. Основные пути повышения надежности фрикционных узлов тракторов// Тр. НАТИ. 1968. - Вып. 196. - С. 31-39.

38. Анилович В.Я., Водолажченко Ю.Т. Конструирование и расчет сельскохозяйственных тракторов. -М.: Машиностроение, 1976. 455 с.

39. Лукин П.П. Определение оптимального момента трения демпфера крутильных колебаний// Автомобильная промышленность. 1978. - №5. - С. 20-22.

40. Исследование сил трения в сочленениях муфт сцепления тракторов/ С.Г. Борисов, В.Я. Юденко, В.Б. Коскин, В.Н. Минаев// Тр. НАТИ. 1977. -Вып. 254.-С. 51-58.

41. Горелов JI.P. Исследование режимов работы сцепления автомобиля: Дисс. канд. техн. наук. -М., 1975. 181 с.

42. Исследование долговечности фрикционных элементов тракторных муфт сцепления по данным стендовых испытаний/ И.Б. Барский, Ю.К. Колодий, И.М. Эглит, С.Г. Борисов// Тракторы и сельхозмашины. 1968. - №3. — С. 12-15.

43. Борисов С.Г. и др. Методика и результаты испытаний фрикционных накладок тракторных муфт сцепления// Тр. НАТИ. 1968. - Вып. 196. - С. 22-26.

44. Попов С.Н. Фрикционно-износные свойства накладок и повышение работоспособности ведомых дисков муфт сцепления тракторов: Дисс. канд. техн. наук. -М., 1963. 161 с.

45. Горелов JT.P., Ечеистов Ю.А., Карузин О.И. Экспериментальное исследование температурного режима сцепления автомобиля «Москвич»// Автомобильная промышленность. 1965. - №5. - С. 25-28.

46. Гудз Г.С., Грицишин М.И., Щеренков Г.М. К методике электромоделирования температурных режимов сцеплений// Автомобильная промышленность. 1977. - №7. - С. 24-27.

47. Щеренков Г.М., Соколов В.А. Некоторые характеристики температурного поля пары трения автомобильного сцепления// Известия ВУЗов. Машиностроение. 1972. - №11. - С. 104-108.

48. Пат. 3213986 США, МКИ2 F 16Д 13/64. Friction device.

49. Lorenz A. Neue Kupplungen fur Trabant 601 und Warburg 353// Kraft-fahrzeugtechnik. 1969. - Jg. 71/ - №9. - s. 18-22.

50. Baker D.J. The Pressure operated industrial clutch// Eng. Dig. - 1979. -40.- №6. -P. 19-21.

51. Tractor transmissions. Wilson Bert// Power Farm Mag. 1984. - 93. -№7.-P. 42-44.

52. Гросман X., Чунихин В.И., Шарипов В.М. Исследование влияния вентиляции картера муфты сцепления на износ накладок ведомого диска// Тракторы и сельхозмашины. 1979. - №12. - С. 9,10.

53. Борисов С.Г. и др. Исследование влияния принудительного охлаждения тракторной муфты сцепления на ее работоспособность// Тр. НАТИ. -1968.-Вып. 196.-С. 31-41.

54. Лысенко П.М. и др. Унифицированная муфта сцепления для двигателей СМД и А-41// Тракторы и сельхозмашины. 1971. - №10. - С. 11-13.

55. Стецко А. П. Сцепления повышенной энергоемкости и надежности универсально-пропашного колесного трактора: Автореф. дисс. канд. техн. наук. Минск, 1993. -21 с.

56. Камнев Н.Ф. Влияние конструктивных параметров на силовую и тепловую нагруженность тракторного фрикционного сцепления: Дисс. канд. техн. наук. М., 1985. - 160 с.

57. Павлюк А.С. Исследование нагрузочных и тепловых режимов и пути повышения долговечности тормозов и механизмов поворота мощных гусеничных тракторов: Дисс. канд. техн. наук. Барнаул, 1973. — 210 с.

58. Шарипов В.М. Повышение долговечности муфт сцепления тракторов// Тракторы и сельхозмашины. 1988. - №5. - С. 18-21.

59. Шарипов В.М. Некоторые вопросы оптимизации параметров муфт сцепления тракторов: Дисс. канд. техн. наук. М., 1978. - 175 с.

60. Соколов В.А. Форсированные стендовые испытания фрикционных пар сцеплений легковых автомобилей: Дисс. канд. техн. наук. М., 1972. -198 с.

61. Шасси автомобиля ЗИЛ-130/ С.М. Подольский, Г.Б. Арманд, Г.И. Гольдберг, В.Б. Певцов. М.: Машиностроение, 1973. - 400 с.

62. Борисов С.Г., Кореник B.C., Эглит И.М. Фрикционные материалы для узлов трения транспортных машин. М.: ЦНИИТЭИ, 1968. - 54 с.

63. Александров М.П. Тормоза подъемно-транспортных машин. М.: Машиностроение, 1976.-383 с.

64. Чунихин В.А. и др. Результаты стендовых испытаний спеченных фрикционных материалов// Тракторы и сельхозмашины. 1976. - №10. - С. 31,32.

65. Проняков С.Г. и др. Спеченные материалы в тракторостроении. -М.: ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш, 1976. 36 с.

66. Эглит И.М., Чунихин В.И. Применение новых фрикционных материалов в муфтах сцепления энергонасыщенных тракторов// Повышение надежности, долговечности и тягово-сцепных качеств тракторов. М., 1976. -Вып. 1.-С. 118-127.

67. Некоторые пути повышения долговечности пар трения муфт сцепления энергонасыщенных тракторов ЛТЗ/ К.В. Виноградов, В.А. Чунихин, И.М. Эглит и др.// Тракторы и сельхозмашины. 1981. - №6. - С. 25,26.

68. Канторович В.И. Влияние химического состава, структуры и физико-механических свойств чугуна на долговечность деталей автомобилей, работающих на истирание (тормозные барабаны, диски сцепления): Дисс. канд. техн. наук. М., 1972. - 185 с.

69. Таланов И.П. Влияние температуры на фрикционно-износную характеристику пары трения серый чугун пластмасса// Вестник машиностроения. - 1973. - №4. - С. 12-14.

70. Барский И.Б. Конструирование и расчет тракторов. М.: Машиностроение, 1980. - 335 с.

71. Гольд В.В. Конструирование и расчет автомобиля. М.: Машгиз, 1962.-464 с.

72. Лукин П.П., Гаспарянц Г.А., Родионов В.Ф. Конструирование и расчет автомобиля. М.: Машиностроение, 1984. - 376 с.

73. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости: Учебник для ВТУЗов/ Н.Ф. Бочаров, И.С. Цитович, А.А. Полунгян и др.; Под ред. Н.Ф.Бочарова, И.С. Цитовича. М.: Машиностроение, 1983. — 299 с.

74. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Трансмиссия/ А.И. Гришкевич, В.А. Вавуло, А.В. Карпов и др.; Под ред. А.И. Гришке-вича. -Мн.: Выш. шк., 1985. 240 с.

75. Проектирование полноприводных колесных машин: В 2 т. Т. 2. Учебник для вузов/ Б. А. Афанасьев, Б. Н. Белоусов, JI. Ф. Жеглов и др.; Под общ. ред. А. А. Полунгяна. М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2000. -640 с.

76. Бегиджанова А.П., Крейлин JI.M. Применение пластмасс в тракторном машиностроении. М.: Машиностроение, 1970. - 231 с.

77. Павленко С.Т., Поливаев О.И. Влияние упругодемпфирующих элементов трансмиссии на некоторые показатели работы трактора// Тракторы и сельхозмашины. 1976. -№1. - С. 15-17.

78. Павленко С.Т., Поливаев О.И., Елисеев В.В. Как увеличить срок службы муфты сцепления и трансмиссии трактора Т-40А// Техника в сельском хозяйстве. 1974. - №11. - С. 69.

79. Поливаев О.И. Исследование влияния упругодемпфирующих приводов ведущих колес трактора Т-40 на работу машинно-тракторного агрегата: Дисс. канд. техн. наук. Воронеж, 1977. - 167 с.

80. Карсаков А.А. Исследование влияния эластичного привода ведущих колес на некоторые динамические показатели колесных тракторов: Дисс. канд. техн. наук. Волгоград, 1974. - 165 с.

81. Цукуров A.M. Исследование влияния жесткости внешних связей трактора класса 14 кН на разгон агрегата: Дисс. канд. техн. наук. Зерно-град, 1974.- 167 с.

82. Нуржауов А.Н. Исследование влияния сцепных устройств на работу трения муфты сцепления при разгоне тракторного агрегата// Повышение надежности, долговечности и тягово-сцепных качеств тракторов. М., 1976. — Вып 1.-С. 76-81.

83. Нуржауов А.Н. Исследование влияния сцепных устройств на динамику машинно-тракторного агрегата при разгоне и работе с неустановившейся нагрузкой: Дисс. канд. техн. наук. Харьков, 1972. - 146 с.

84. Вернигор В.А. Исследование переходных процессов в машинно-тракторных агрегатах при переключении передач на ходу: Дисс. канд. техн. наук. Харьков, 1975. — 167 с.

85. Горяшко П.М., Грунауэр А.А. Разгон трактора при управляющем воздействии на регулятор двигателя// Тракторы и сельхозмашины. 1967. -№9.-С. 1-3.

86. Вернигор В.А., Солонский А.С. Переходные режимы тракторных агрегатов. -М.: Машиностроение, 1983. 183 с.

87. Трение и износ асбофрикционного материала в азотной газовой производственной среде, содержащей углекислый газ/ А.Б. Родин, А.В. Чи-чинадзе, В.М. Горюнов, В.В. Поздняков// Машиноведение. 1980. - №1. - С. 108-113.

88. Чичинадзе А.В., Богатчук В.М., Белоусов В.Я. Исследование влияния выхлопных газов ДВС на фрикционно-износные свойства асбополимер-ных материалов// Трение и износ. 1983. - №1. - С. 47-58.

89. Власов В.И. Системы включения кривошипных прессов. М.: Машиностроение, 1969. - 272 с.

90. Щеренков Г.М., Соколов В.А. Нагруженность сцеплений и тенденции ее изменения// Трение и износ. 1988. - Том 9. - №3. - С. 489 -498.

91. Тракторы. Ч.Ш. Конструирование и расчет/ В.В. Гуськов, И.П. Ксе-невич, Ю.Е. Атаманов, А.С. Солонский. -Мн.: Выш. шк., 1981. 383 с.

92. Эглит И.М. Стендовые испытания тракторных муфт сцепления: Дисс. канд. техн. наук. М., 1967. - 271 с.

93. Алукер И.Г., Гинзбург А.Г., Чичинадзе А.В. Методика расчета рабочих характеристик муфт сцепления автомобилей, тракторов и других машин на стадии проектирования// Вестник машиностроения. 1983. - №3. - С. 38-41.

94. Сприжицкий И.А. Оптимизация конструкции и прогнозирование долговечности пар трения муфт сцепления: Автореф. дисс. канд. техн. наук. -Минск, 1985.-20 с.

95. Сприжицкий И.А., Галягин В.А., Щеренков Г.М. Расчет долговечности пар трения при проектировании автотракторных сцеплений// Повышение надежности работы тракторов. М., 1987. - С. 146-159.

96. Щеренков Г.М., Коряева А.И. Рациональное применение асбофрик-ционных материалов в автотракторных сцеплениях. М.: ЦНИИТИнефте-хим, 1982. - 60 с. - (Производство РТИ и АТИ: Тем. обзор).

97. Щеренков Г.М. Надежность и долговечность асбофрикционных накладок автомобильных сцеплений. М.: ЦНИИТИнефтехим, 1975. - 54 с.

98. Захаров В.Е. Исследование нагруженности, износа деталей и уточнение методов стендовых испытаний муфт сцепления тракторов: Дисс. канд. техн. наук. -М., 1981. -210 с.

99. Расчетно-экспериментальный метод определения ресурса фрикционных накладок главных муфт сцепления/ С.Г. Борисов, В.М. Горюнов, В.Е. Захаров и др.// Тр. НАТИ. 1977. - Вып. 254. - С. 33-42.

100. Расчет, испытание и подбор фрикционных пар/ А.В. Чичинадзе, Э.Д. Браун, А.Г. Гинзбург, З.В. Игнатьева. -М.: Наука, 1979.-267 с.

101. Кокулянский А. П. Влияние старения деталей на долговечность элементов автомобильных сцеплений// Вестник машиностроения, 1980, №10. С. 40-42.

102. Лейках Л. М. Самоцентрирование несоосных дисковых фрикционных муфт// Вестник машиностроения, 1983, №5. С. 13-15.

103. ГОСТ 24600-81. Муфты сцепления главные механические. Методы испытаний.

104. ГОСТ 1786-88. Накладки фрикционные. Технические условия.

105. Программа-методика ускоренных ресурсных испытаний главных муфт сцепления с.х. тракторов «Беларусь». Минск: МТЗ, 1978. - 10 с.

106. Петренко В.А. Исследование режимов работы муфт сцепления тракторов высокой энергонагруженности: Дисс. канд. техн. наук. Харьков, 1973.- 181 с.

107. Левитанус А.Д. Ускоренные доводочные испытания тракторов. -М.: Машиностроение, 1983. 181 с.

108. Структурная схема системы ускоренных стендовых испытаний/ И.Б. Барский, В.Н. Шахназаров, С.Г. Борисов, В.Я. Юденко// Тракторы и сельхозмашины. 1977. - №3. - С. 5-7.

109. Методика ускоренных ресурсных испытаний главных муфт сцепления с.х. тракторов. М.: НАТИ, 1982. - 45 с.

110. Характеристики использования тракторов класса 1,4 и 3,0 по видам работ/ Р.В. Кугель, И.Я. Дьячков, Л.С. Приходько и др.// Тракторы и сельхозмашины. 1972. - №9. - С. 5,6.

111. Кугель Р.В. Испытания на надежность машин и их элементов. -М.: Машиностроение, 1982. 181 с.

112. Кугель Р.В. Долговечность автомобиля. М.: Машиностроение, 1961.-432 с.

113. Гольд Б.В. Основы прочности и долговечности автомобиля. М.: Машиностроение, 1967. - 232 с.

114. Левитанус А.Д. Ускоренные испытания тракторов, их узлов и агрегатов. М.: Машиностроение, 1973. - 207 с.

115. Gassner Е. Schweizarische Automobiltechnische Gesselschaft. 1964. - №12. - s. 18-20.

116. Карпицкий В.Л. Разработка метода стендовых испытаний сцеплений по мощности трения: Автореф. дисс. канд. техн. наук. М., 1985. - 24 с.

117. Техническая конференция Минсельхозмаш Валео. - М., 1986.34 с.

118. Sachs Kupplungen. Technische Information fur den Konstrukteur. -Shweinfurt, 1985.-345.

119. Мотомора M. Некоторые методологические вопросы ускоренных испытаний на надежность и технические данные применяемых аппаратов (проспект). Комацу ЛТД, 1974. - 127 с.

120. Zimmer D. ATE Friction Test Machine and other Methods of Leming Serkening// SAE Technical Paper Sepies. 1982. - №42. - P. 1-13.

121. Величкин И.Н., Зубиетова М.П. Общие вопросы методик ускоренных испытаний// Тр. НАТИ. 1970. - Вып. 209. - С. 56-111.

122. Дроздов Ю.Н. Трибологические проблемы в надежности машин// Вестник машиностроения. 1985. - №5. - С. 52-55.

123. Прочность пластмасс/ Под. ред. С.В. Серенсена. М.: Машиностроение, 1970. - 335 с.

124. Кугель Р.В., Кухтов В.Г. Динамика изнашивания тракторных деталей// Вестник машиностроения. 1984. - №5. - С. 12-16.

125. Браун Э.Д., Евдокимов Ю.А., Чичинадзе А.В. Моделирование трения и изнашивания в машинах. -М.: Машиностроение, 1982. 191 с.

126. Иванов В. В. Методы вычисления на ЭВМ: Справочное пособие. -Киев: Наука думка, 1986. 584 с.

127. Петренко В.А. Исследование режимов работы муфт сцепления тракторов высокой энергогагруженности: Дисс. канд. техн. наук. Харьков, 1973.-181 с.

128. Исследование нагруженности муфт сцепления тракторов ТТ-4 и лесозаготовительных машин на его базе: Отчет о НИР/ ССХИ № ГР 01850039742. Свердловск, 1986. - 45 с.

129. Вентцель Е.С. Теория вероятностей. М.: Высшая школа, 1962.564 с.

130. Шарипов В.М., Коломиец С.Н. Работа буксования фрикционной муфты сцепления // Вестник машиностроения. 1987. №7. С. 31-33.

131. Исследование работоспособности и путей повышения долговечности муфт сцепления дизелей АМПО: Отчет о НИР/ МАМИ № ГР 01840032706. М., 1984. - 183 с.

132. Повышение надежности деталей и узлов дизелей АМПО. Исследование работоспособности и путей повышения долговечности муфт сцепления дизелей АМПО: Отчет о НИР/ АлтПИ № ГР 01850059958. Барнаул, 1985. 68 с.

133. Исследование работоспособности и путей повышения долговечности муфт сцепления перспективного типа с гасителем крутильных колебани-ий: Отчет о НИР/ АлтПИ № ГР 01850350957. Барнаул, 1986. - 74 с.

134. Исследование нагруженности муфт сцепления тракторов ТТ-4 и лесозаготовительных машин на его базе: Отчет о НИР/ ССХИ № ГР 01870048327. Свердловск, 1987. - 39 с.

135. Повышение технического уровня муфт сцепления Алтайского моторостроительного производственного объединения: Отчет о НИР/ МАМИ № ГР 01860025693.-М., 1987.-Кн. 1.-90 с.

136. Кужелев П.В., Геккер Ф.Р., Сопкин А.В. Математическое моделирование фрикционных характеристик и износостойкости пар трения// Трение и износ. 1988. - Т. 9. - №3. - С. 528-533.

137. Машиностроение. Энциклопедия. Колесные и гусеничные машины. Т. IV-15/ В. Ф. Платонов, В. С. Азаев, Е. Б. Александров и др.; Под общ. ред. В. Ф. Платонова. М.: Машиностроение, 1997. - 688 с.

138. Машиностроение. Энциклопедия. Сельскохозяйственные машины и оборудование. Т. IV-16/ И.П. Ксеневич, Г.П. Варламов, Н.Н. Колчин и др.; Под общ. ред. И.П. Ксеневича. М.: Машиностроение, 1998. - 720 с.

139. Тейлор Д. Введение в теорию ошибок. М.: Мир. - 1985. - 272 с.

140. Иванов В.В. Методы вычислений на ЭВМ: Справочное пособие. -Киев: Наук, думка, 1986. 564 с.

141. РД 23.1.6-89. Типовая методика стендовых испытаний главных механических муфт сцепления тракторных, самоходных энергетических средств и сельскохозяйственных машин. М., 1989,- 46 с.

142. Новицкий П.В., Зограф И.А. Оценка погрешностей результатов измерений. -JI.: Энергоатомиздат, 1985. -248 с.

143. Зайдель А.Н. Элементарные оценки ошибок измерений. Д.: Наука, 1967.-88 с.

144. РД 50-329-82. Обеспечение износостойкости изделий. Теплоим-пульсный метод испытания фрикционных материалов: Методические указания.-М., 1982.-25 с.

145. ГОСТ 23.210-80. Определение износостойкости изделий. Метод оценки фрикционной теплостойкости материалов.

146. Повышение технического уровня муфт сцепления на основе модульного конструирования// Тракторы и сельхозмашины. 1984. - №7. - С. 11-14.

147. Голованов Г.В. К определению коэффициента запаса муфты сцепления// Совершенствование конструкции и повышение долговечности сельскохозяйственных тракторов: Межвуз. сб. Ижевск, 1983. - С. 60-64.