東風-12型手扶拖拉機離合器主要參數校核及結構工藝性研究

羅新文，黃云戰，李貴榮，楊麗祥

（云南農業大學機電工程學院，云南 昆明 650201）

東風-12 型手扶拖拉機是典型的農業機械產品之一。該產品配上相應農機具，能犁、耕、旋耕、碎土、水耙、開溝、運輸等作業，也可作各種固定作業的動力使用，如小型排灌、噴霧、脫粒、磨粉、飼料加工等功能，是農村不可缺少的主要機械產品。本研究對該產品的主要傳動部件——離合器的設計計算及結構原理進行分析研究，以期進一步改進其結構工藝。

1 離合器結構

離合器是手扶拖拉機傳動系統的重要部件，它安裝在發動機后面，變速箱的前面，用來分離和接合發動機傳給傳動系的動力。在結構上要求離合器接合時柔和平順，能將發動機的動力平穩地傳給傳動箱，使拖拉機平穩無沖擊地起步；分離時，要求迅速、徹底、不打滑，在發動機運轉情況下能使拖拉機平穩無沖擊地停車、換擋。當拖拉機在工作中遇到超負荷時，離合器能自行打滑，使傳動系的其他零件不被損壞[1]。

東風-12 型手扶拖拉機是采用單作用壓緊式摩擦離合器，其結構如圖1 所示，離合器是依靠摩擦力工作的。摩擦片的結構為雙片式干式結構，它在彈簧作用下，經常處在接合狀態，靠兩個零件接觸面的正壓力所產生的摩擦力矩來傳遞扭矩，所產生摩擦扭矩的大小除和正壓力的大小有關外，還和摩擦面的材料和摩擦面積的大小有關。如摩擦盤之間的壓緊力越大，摩擦面的摩擦系數越高，摩擦表面的直徑越大，則能夠傳遞的扭矩也越大。但考慮到整機的結構尺寸，經計算在滿足要求的前提下，摩擦表面直徑應盡可能小。

2 離合器參數校核假設條件

計算時的參考條件：東風-12 型手扶拖拉機因其在復雜環境惡劣條件下工作，離合器結構為干式、雙片、頻繁接合式摩擦離合器。在離合器設計計算中，要進行離合的摩擦力矩和儲備系數的確定，摩擦片的磨損計算，以及各零件的強度計算。設計中，如采用石棉離合器摩擦片（JC124-66），摩擦溫度在120±10℃時摩擦系數取0.36，摩擦損耗0.06 mm/0.5h，由于離合器在磨損過程中條件較為復雜，為了簡化起見，計算時先采用下列假設條件：（1）離合器瞬時接合；（2）經過離合器所傳遞的扭矩具有不變的最大值；（3）主離合器接合時，發動機輸出最大功率；（4）拖拉機機動輪不滑轉；（5）忽略發動機與離合器皮帶傳動中心打滑[2]。

3 離合器摩擦片表面上單位壓力和儲備系數的確定

根據離合器皮帶輪鑄件內腔結構尺寸，要求兩個從動盤和主動片裝于腔內，據所決定摩擦片的已知條件：（1）摩擦片表面的外半徑R2=80 mm；（2）摩擦片表面的內半徑R1=38 mm；（3）適用于拖拉機的摩擦表面材料（銅絲石棉—鑄鐵）的摩擦系數取為0.3。以下列兩點分別計算：

圖1 東風-12 型手扶拖拉機摩擦離合器結構圖

摩擦離合器片單位壓力：

當取單位許用應力[δ]=2.5 kg/cm2，δ≤[δ]，基本滿足要求。

儲備系數：

式中Mm為離合器的計算摩擦力矩，Mn為傳遞力矩。Mm計算式如下：

考慮摩擦時的平均摩擦表面半徑

Mn按下式計算：

式中：N 為發動機計算功率（12 馬力）；n 為發動機計算轉速（2 000 r/min）；i△為發動機主動輪直徑D1（125 mm）與離合器皮帶輪直徑D（210 mm）之比，=1.68；η△為發動機到離合器皮帶輪一級三角輪機械傳動效率（0.92）。從儲備系數看出，摩擦力矩遠大于傳遞扭矩，滿足要求。

4 離合器磨損及發熱功的驗算

4.1 離合器的磨損驗算

離合器在起步過程中接合一次時的總滑磨功：

式中：ωm為離合器皮帶盤角速度124.7（m/s）；Jm為發動機零件慣性矩，其值等于飛輪慣性Jn與其他旋轉及往復運動部分換算到離合器皮帶盤上慣性矩：

Jn為拖拉機組的轉動慣量換算到離合器從動輪上的轉動慣量：

式中：GT為拖拉機使用重量（460 kg，包括帶犁及輪子配重40 kg）；GCX為拖拉機牽引重物（1 000 kg，一般運輸應控制在750 kg 以內）；Dk為驅動輪滾動半徑，考慮裝膠輪轉時，取Dk=0.307 m；ηkn為離合器從動軸到驅動輪之間的傳動效率，取ηkn=0.97；i4為第4 級傳動比（1.5）。故單位摩擦功：

在工作可靠的離合器中，A′≤3 kg·m/cm2可以滿足要求。

4.2 離合器的發熱計算

離合器接合一次時，其零件的溫度升高由下式確定：

5 離合器主要元件的強度計算

5.1 離合器軸計算

離合器軸傳遞的扭矩較大，選用材料45 鋼，應根據發動機的計算扭矩進行離合器軸扭轉剪切應力和花鍵擠壓應力計算。

離合器軸扭轉剪切應力：

式中，d 為花鍵軸的內徑（危險斷面直徑）。計算結果表明，離合器軸扭轉剪切應力小于許用應力，滿足要求。

離合器軸的花鍵擠壓應力：

式中：x 為花鍵的載荷分布不均勻系數，取值0.8；l為鍵槽的工作長；h 為花鍵軸接觸高度D 為花鍵軸的外徑；z 為花鍵軸槽的數目；p 為平鍵的圓周力，P=2 Mn/d。從計算結果看出，花鍵的實際擠壓應力雖比許用應力小，但差距不大。

5.2 分離杠桿的強度計算

離合器體及分離爪結構如圖2 所示。

圖2 離合器體及分離爪結構實物圖

因為分離爪是3個，故：

抗彎截面模量為：

從計算結果看出，現在使用分離杠桿的強度與許用分離杠桿的強度相差很少，因此，分離杠桿的強度應該加強，可從材料選擇上改善，或者從結構的尺寸上改善。

5.3 調整螺桿的強度驗算

調整螺桿的強度：σ=353.4<[σp]=1 550（kg/cm2），滿足要求。式中：d1=5.835（螺紋內徑）。

5.4 離合器主動片擠壓應力驗算

離合器主動片擠壓應力：

式中：z 為凸輪齒數（3）；h 為凸輪齒數有效高度（5.75 mm）；l 為凸輪厚度（6 mm），x 為凸輪齒面有效接觸系數（0.8）（kg）（因為4個面傳遞扭矩，主動片只有兩個面）從這里的計算看，已滿足要求。

6 結 論

通過以上的計算校核分析，筆者認為，離合器材料的選擇、最初結構設計強度多數滿足要求，但有的地方仍然需要改正。

（1）將摩擦片材質改用金屬陶瓷摩擦材料，摩擦系數穩定在0.3～0.5 之間，使摩損率減小，低于原設計的0.06 mm/0.5 h，在350℃高溫下仍無熱衰退及燒片現象，確保傳扭能力，從而在滿載及惡劣工況條件仍然正常工作。

（2）考慮到拖拉機在農村的應用是超負荷使用，為了保證傳遞動力時離合器的正常工作，離合器就必須具有恰當的自由間隙（分離杠桿與分離軸承的間隙Δ 應該在0.4～0.7 mm 范圍內），因此，摩擦片的平面加工精度可以提高一個等級，3個分離杠桿的端頭在加工和裝配保持在同一平面上，保證摩擦面嚙合的全接觸。

（3）從計算結果看，應提高使用分離杠桿的強度與許用分離杠桿的強度差，適當加強分離杠桿的材料的強度，增大10%左右的橫截面積。

（4）除了以上的改正，在使用中要求操作者離合制動手柄的自由行程在25～30 mm 范圍內[3]，要注意定期檢查摩擦盤的磨損，分離時，為徹底消除摩擦表面的壓緊力，因此，必須強制性的將壓盤往回拉。直至摩擦表面間出現約0.5 mm 的分離間隙，然后將分離手柄放回離合的位置，這樣，才能避免摩擦片的嚴重磨損，使手扶拖拉機在不同的環境下也能正常工作。

[1]中國農業機械化科學研究院.農業機械設計手冊（上、下冊）[M].北京：中國農業科學技術出版社，2007.

[2]吳宗澤，盧頌峰，冼健生.簡明機械零件設計手冊[M].北京：中國電力出版社，2011.

[3]劉桓明.手扶拖拉機離合器的使用與調整淺析[J].農業機械化，2010，（9）：53.