離合器分離撥叉是離合器中重要的零件，其可靠性直接關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，關節軸承作為支點，使分離撥叉轉動，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。根據其受力特點，分離撥叉應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中的模型直接導入ABAQUS進行網格劃分(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)，關節軸承孔采用Distributing耦合到回轉中心(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1.2�？梢缘贸鲈摿慵�的許用屈服應力從計算結果中(如圖所示)看到應力最大處為618MPa，遠遠超過了，另一側的最大應力也超過了500 MPa。所以需要對撥叉結構進行改進。改變撥叉兩側肩部倒角，左側由原來的R15 mm改為R100mm，右側由原來的R15 mm改為R60 mm，左側肩筋厚度由原來的10 mm增加為18 mm，如圖所示。由圖可以看出，在左側僅僅增大倒角滿足不了強度的要求，最大應力會隨著倒角的增大轉移到直梁與倒角過渡的位置；在右側R60 mm的倒角處，最大主應力為301 MPa，安全系數很小，需增大倒角；左側筋處應力很小，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)在標示1處，把離合器肩部倒角由R15改為8100 (4處)；(2)在標示2處，將倒角由R25改為R35(4處)；    (3)在標示3處，將左側斜面與中心線的角度由50度改為70度；(4)調整左側筋的位置，使離合器分離撥叉為關于中心線的左右對稱結構。對于修改方案二進行有限元分析，得出修改模型后的Mises應力云圖，如圖所示。從圖可以看出，修改部位的應力均小于，滿足設計強度，并且未作修改處也有了較大的改進，最大Mises應力從618 MPa降為234 MPa。對方案二進一步優化，三維模型如圖所示，分析結果如圖所示。從圖上可以看出，修改部位的應力均小，滿足設計強度，并且未作修改處也有了較大的改進，最大Mises應力為227 MPa，比方案二略有下降，并且減輕了零件的重量，所以改進結構滿足強度要求。
 

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