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離合器分離撥叉是離合器中重要的零件，其可靠性直接關(guān)系離合器能否正常工作。其工作原理是：助力缸輸出力推動推桿，作用在分離撥叉的一端，關(guān)節(jié)軸承作為支點，使分離撥叉轉(zhuǎn)動，分離撥叉的中間突出端推動分離軸承，使離合器分離。因此分離撥叉也稱為分離杠桿，如圖所示。根據(jù)其受力特點，分離撥叉應(yīng)具有較大的彎曲剛度，以免分離時撥叉彎曲變形過大甚至斷裂，使離合器工作異常。
為了最大限度地使有限元分析結(jié)果接近實際情況，采用實體建模，對分離撥叉模型不作任何簡化。而與之連接的推桿和分離軸承不進行建模，簡化為約束和彈性力作用在分離撥叉上。將Proms中的模型直接導(dǎo)入ABAQUS進行網(wǎng)格劃分(如圖所示)，單元情祝如表所示。分離撥叉的材料是ZG310-570，其力學(xué)屬性如表所示。已知離合器分離力為6000 N，分析模型中將撥叉的中間進行約束，將中間受力轉(zhuǎn)化為兩段受力，即將C處約束，將力施加在A，B兩處，如圖所示。在模型中，將分離撥叉與分離軸承接觸部分進行全約束(c處)，關(guān)節(jié)軸承孔采用Distributing耦合到回轉(zhuǎn)中心(A處)，約束1，2，3自由度，對于推力施加處(B處)采用同樣的處理方法。最后將力施加在兩處的耦合中心，如圖所示。
已知材料ZG310-570的屈服強度為310 MPa，取許用安全系數(shù)1.2�？梢缘贸鲈摿慵脑S用屈服應(yīng)力從計算結(jié)果中(如圖所示)看到應(yīng)力最大處為618MPa，遠遠超過了，另一側(cè)的最大應(yīng)力也超過了500 MPa。所以需要對撥叉結(jié)構(gòu)進行改進。改變撥叉兩側(cè)肩部倒角，左側(cè)由原來的R15 mm改為R100mm，右側(cè)由原來的R15 mm改為R60 mm，左側(cè)肩筋厚度由原來的10 mm增加為18 mm，如圖所示。由圖可以看出，在左側(cè)僅僅增大倒角滿足不了強度的要求，最大應(yīng)力會隨著倒角的增大轉(zhuǎn)移到直梁與倒角過渡的位置；在右側(cè)R60 mm的倒角處，最大主應(yīng)力為301 MPa，安全系數(shù)很小，需增大倒角；左側(cè)筋處應(yīng)力很小，可以不改變筋的厚度。
為了保證在撥叉整體有足夠的強度和剛度，提出以下改進方案。相對于原始模型，作出四處修改：(1)在標(biāo)示1處，把離合器肩部倒角由R15改為8100 (4處)；(2)在標(biāo)示2處，將倒角由R25改為R35(4處)； (3)在標(biāo)示3處，將左側(cè)斜面與中心線的角度由50度改為70度；(4)調(diào)整左側(cè)筋的位置，使離合器分離撥叉為關(guān)于中心線的左右對稱結(jié)構(gòu)。對于修改方案二進行有限元分析，得出修改模型后的Mises應(yīng)力云圖，如圖所示。從圖可以看出，修改部位的應(yīng)力均小于，滿足設(shè)計強度，并且未作修改處也有了較大的改進，最大Mises應(yīng)力從618 MPa降為234 MPa。對方案二進一步優(yōu)化，三維模型如圖所示，分析結(jié)果如圖所示。從圖上可以看出，修改部位的應(yīng)力均小，滿足設(shè)計強度，并且未作修改處也有了較大的改進，最大Mises應(yīng)力為227 MPa，比方案二略有下降，并且減輕了零件的重量，所以改進結(jié)構(gòu)滿足強度要求。
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