Муфта сцепления служит для передачи крутящего момента, быстрого разъединения и плавного соединения двигателя с трансмиссией, необходимых для переключения передач и плавного трогания трактора или автомобиля с места, а также для предохранения двигателя и деталей трансмиссии от перегрузок.
Способность муфты передавать максимальный крутящий момент двигателя характеризуется коэффициентом запаса: P = Mт/Меmax
Где Мт — момент трения муфты сцепления; Меmax — максимальный крутящий момент двигателя.
Основные требования к муфтам сцепления: полное выключение и возможность плавного их включения; небольшой момент инерции ведомых частей и наличие тормозного устройства, необходимого для безударного переключения передач в ступенчатых трансмиссиях тракторов; простота и надежность в эксплуатации, легкость в управлении.
Муфты сцепления могут быть: с Силовым замыканием за счет сил трения (механические фрикционные) или Магнитного притяжения (электромагнитные) и с Динамическим Замыканием под действием сил инерции (гидравлические) или Индукционного взаимодействия электромагнитных полей (электрические).
Муфта сцепления имеет три основные части: ведущую, ведомую и механизм управления. Ведущая часть — маховик двигателя, кожух и нажимной диск; ведомая — диск с фрикционными накладками и вал, соединенные между собой шлицевой ступицей.
Принцип действия такой муфты сцепления заключается в следующем.
Под действием пружин ведомый диск зажат между поверхностями маховика и нажимного диска. Вследствие трения они вращаются как одно целое и передают крутящий момент от коленчатого вала двигателя валу трансмиссии.
Для выключения муфты сцепления нажимают педаль. При этом нажимной диск, преодолевая усилия пружин, перемещается вправо и освобождает ведомый диск. Передача вращения на ведомый вал. прекращается.
Классификация муфт сцепления
Механические фрикционные муфты сцепления классифицируют по следующим признакам:
1) по роду трения — Сухие И Мокрые.
Сухие муфты, как правило, имеют ведомые диски с фрикционными накладками и работают без смазывающей жидкости, а мокрые муфты со стальными ведомыми дисками работают в жидкости (масле);
2) по числу ведомых дисков — Одно -, Двух — и Многодисковые.
3) по типу нажимного устройства — Постоянно замкнутые, если нажимной механизм пружинный, и Непостоянно замкнутые, если нажимной механизм рычажного типа;
4) по принципу управления — Без усилителя и с Усилителем: рычажно-пружинным (сервомеханизмы), гидравлическим, пневматическим,
5) по передаче крутящего момента трансмиссии — Одно — и Двухпоточные.
Для передачи крутящего момента не одному, а двум потребителям, например коробке передач и механизму отбора мощности, и самостоятельного управления ими применяют двухпоточные муфты сцепления;
6) по назначению — Главная и Дополнительные.
Главной называют муфту сцепления, передающую крутящий момент через трансмиссию на ведущие колеса или звездочки. Ее устанавливают между двигателем и коробкой передач. Муфты сцепления, размещаемые в увеличителе крутящего момента, коробке передач, редукторе механизма отбора мощности и других устройствах, называют дополнительными (или специальными).
Определение основных размеров фрикционных муфт сцепления.
Основной задачей расчета является выбор числа и размеров поверхностей трения муфты.
Расчетный статический момент трения Mм расч муфты может быть определен:
Mм расч = μ·Q·Rо·iф,
где: Q - нажимное усилие, действующее на диски;
Rо - средний радиус трения;
iф - число пар поверхностей трения;
μ - расчетный коэффициент трения.
Rо = 0,5·(R1 + R2),
где: R1 – размер наружного радиуса поверхности трения (определяется
диаметром маховика двигателя);
R2 – внутренний радиус поверхности трения; R2 = (0,6…0,7) · R1.
Число пар поверхности трения:
iф = m + n – 1
где: m – число ведущих дисков;
n – число ведомых дисков.
Если допустить, что нажимное усилие Q воздействует на всю поверхность трения равномерно с одинаковым удельным давлением q, то
Q =q·2π·Rо·в,
где: в = R1 - R2 - ширина поверхности трения.
Подставив это значение Q, получим:
Мм расч.= μ · q · 2π·R2о · в · iф.
В расчетах приближенно допускают, что коэффициент трения μ зависит только от материала трущихся поверхностей, хотя на самом деле он может меняться в значительных пределах в зависимости от относительной скорости скольжения дисков, состояния и температуры трущихся поверхностей, резко снижается при попадании масла на поверхность трения.
В муфтах сцепления применяются фрикционные накладки на асбестовой основе. Расчетный коэффициент трения для этих материалов принимают μ = 0,3 и допустимые удельные давления q = 2…3кгс/см2.
Требования, предъявляемые к тормозам. Конструкции колодочных тормозов. Конструкции дисковых тормозов. Особенности расчета колодочных и дисковых тормозов. Проверка тормозов на износ и нагрев.
К фрикционным тормозным механизмам автотранспортных средств предъявляются следующие основные требования:
- высокая эффективность действия, т.е. создание большого тормозного момента;
- стабильность эффективности при изменении внешних условий и режима торможений (скорости автомобиля, количества торможений, температуры окружающей среды и трущихся элементов, наличия в тормозном механизме воды, пыли и т.д.);
- высокая долговечность трущейся пары;
- плавность действия, отсутствие при торможении вибраций, «писка», выделения газов;
- способность за короткое время отводить в атмосферу значительное количество тепла;
- малая трудоемкость технического обслуживания и ремонта.
Барабанный механизм с равными приводными силами и односторонним расположением опор колодок:
1 — тормозной барабан;
2 — фрикционная накладка;
3 — колодка;
4 — тормозной щит;
5 — тормозной цилиндр;
6 — возвратные (стяжные) пружины;
7 — эксцентрик регулировки тормоза
При торможении давление жидкости в колесном цилиндре раздвигает поршни в противоположном направлении, они воздействуют на верхние концы колодок, которые преодолевают усилие пружины и прижимаются к барабану. При растормаживании давление в цилиндре уменьшается и благодаря возвратной пружине, колодки сводятся в первоначальное положение.
Дисковый тормозной механизм:
1 — колодки;
2 — суппорт;
3 — диск
Дисковый тормозной механизм состоит из вращающегося диска, двух неподвижных колодок, установленных с обеих сторон диска внутри суппорта, закрепленного на кронштейне цапфы. По сравнению с колодочными тормозами барабанного типа дисковые тормозные механизмы обладают лучшими эксплуатационными свойствами, а поскольку передние колеса требуют при торможении приложения более значительных тормозных усилий, то установка передних колес этими дисковыми тормозами улучшает эксплуатационные качества автомобиля.
Тормозной момент, создаваемый дисковым тормозом:
где 
суммарная сила прижатия накладки к диску, н; µ– коэффициент трения тормозных колодок, µ= 0,30……0,35; 
средний радиус приложения сил трения, м.
При этом для ориентировочного расчета, принимая, что давление распределяется по площади накладки равномерно:
где 
– радиусы накладки, внутренний и наружный соответственно, м.
Максимальный тормозной момент колеса по условию сцепления колес с дорогой:
где 
– коэффициент сцепления колес с дорогой; 
радиус качения колеса, м; 
реакция от опорной поверхности на колесо, определенная с учетом перераспределения нагрузки между осями автомобиля при торможении, Н.
1, 06(0,5d+ΔBλсм), м,
где d– посадочный диаметр колеса, м; Δ– отклонение высоты шины к ее ширине; В – ширина шины, м; λсм– коэффициент снятия шины.
где 
масса автомобиля, приходящаяся на переднюю ось, кг; 
высота центра массы автомобиля, м;
– колесная база автомобиля, м.
Согласно техническим требованиям на накладки дискового тормоза максимально удельная нагрузка не должна превышать [ 
=600–800 кН/ 
Двухколодочные тормоза
Более широко применяют двухколодочные тормоза с тормозными колодками, шарнирно связанными с тормозным рычагом. Тормозной момент, создаваемый двухколодочным тормозом, равен сумме тормозных моментов, развиваемых каждой колодкой. Силы нажатия колодок на шкив определяют, как и для одноколодочного тормоза, из уравнений равновесия тормозных рычагов.
Момент силы трения Nf на плече, равном расстоянию от поверхности трения до оси колодки, стремится повернуть колодку, что приводит к неравномерному распределению давления между накладкой и шкивом по длине дуги обхвата. При конструировании тормозов стремятся разместить ось вращения колодки как можно ближе к поверхности трения, поэтому этот момент обычно невелик и при составлении уравнений равновесия рычагов им можно пренебречь. Тогда при вращении тормозного шкива по часовой стрелке для левого рычага находим Pl = N1(l1 – fb) и N1 = Pl/(l1 – fb). Для другого рычага Pl = N2(l1 + fb), откуда N2 = Pl/(l1 + fb).
Общий тормозной момент выражается формулой: 
Подставив в это уравнение значения N1 и N2 определенные выше, получаем:
Равнодействующие силы N и F соответственно для левого и правого рычага равны:
Так как N1 ≠ N2, то и Sı ≠ S2. Разность между силами S1 и S2 является силой, изгибающей тормозной вал:
Из последнего выражения видно, что ∆S = 0, если плечо b = 0, то есть при прямых тормозных рычагах. Поэтому в современных конструкциях тормозов для устранения сил, изгибающих тормозной вал стремятся применять тормоза с прямыми рычагами. При этом тормозные моменты, создаваемые каждой колодкой, одинаковы и не зависят от направления вращения тормозного шкива. Общий тормозной момент двухколодочного тормоза при прямых рычагах:
где η = 0,9 ÷ 0,95 — КПД рычажной системы тормоза, учитывающий потери на трение в шарнирах рычажной системы (бόльшие значения соответствуют шарнирам, имеющим смазку).
Условное среднее давление между шкивом и колодкой тормоза определяют из соотношения:
где Ак — площадь поверхности трения одной тормозной колодки; D — диаметр шкива; В — ширина колодки, принимаемая обычно для обеспечения полного контакта между колодкой и шкивом на 5–10 мм меньше длины шкива; β = 60-110˚ — угол обхвата шкива одной колодкой
2.5.4. Проверка фрикционных тормозов на нагрев.
Нагрев ухудшает условия работы фрикционных накладок по следующим причинам:
· уменьшается коэффициент трения,
· увеличивается износ вследствие дополнительного теплового расширения контактирующих деталей.
В настоящее время используются две методики проверки работоспособности тормозов в условиях нагрева.
а) приближенная проверка тормоза на нагрев производится по параметру теплостойкости [pfV], имеющему физический смысл удельной мощности трения, т.е. 
где p - рабочее давление на поверхности трения, f - коэффициент трения, VCP - средняя окружная скорость при торможении.
При этом 
и зависит от материала фрикционных накладок, типа тормоза и интенсивности его работы
б) уточненная методика оценки теплового режима тормоза базируется на составлении баланса потоков энергии (выделяемого и отводимого).
Классификация рулевых управлений. Способы поворота транспортных машин. Передаточное число рулевого механизма. Конструкции рулевых механизмов: шестеренчатые, червячные рулевые механизмы и механизмы выполненные в виде винта и гайки. Усилители рулевых управлений: конструкция и классификация. Расчет элементов рулевого управления.