基于ANSYS的離合器分離拔叉結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

李孝先　羅平　秦滔

摘 要：針對混凝土攪拌運(yùn)輸車離合器分離拔叉斷裂的故障，根據(jù)離合器工作原理，應(yīng)用ANSYS軟件對分離拔叉的強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，根據(jù)仿真結(jié)果對分離拔叉的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，并通過應(yīng)力測試對優(yōu)化結(jié)構(gòu)進(jìn)行試驗(yàn)測試。結(jié)果表明：極限工況下，分離拔叉受到的最大應(yīng)力超過材料的屈服強(qiáng)度，導(dǎo)致分離拔叉開裂，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)滿足極限工況下使用要求。

關(guān)鍵詞：攪拌車;ANSYS;分離拔叉;試驗(yàn)測試

離合器位于發(fā)動機(jī)之后、傳動系的始端，是汽車傳動系統(tǒng)中直接與發(fā)動機(jī)相聯(lián)系的部件，汽車上采用比較廣泛的是用彈簧壓緊的摩擦離合器（通常簡稱為摩擦離合器）。摩擦離合器又分為推式離合器和拉式離合器，其組成和工作原理基本相同，都由主動部分、從動部分、壓緊裝置、分離機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)五大部分組成。

發(fā)動機(jī)飛輪是離合器的主動件。帶有摩擦片的從動盤和從動盤轂借滑動花鍵與從動軸（即變速器的主動軸）相連。壓緊彈簧將從動盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經(jīng)過從動軸和傳動系統(tǒng)中一系列部件傳給驅(qū)動車輪。彈簧的壓緊力愈大，則離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩也愈大。

目前，國內(nèi)絕大多數(shù)商用車仍采用手動變速箱，在車輛起步和變速箱進(jìn)行選換檔操縱時(shí)，離合器操縱系統(tǒng)必須保證離合器分離，使發(fā)動機(jī)動力中斷。分離撥叉在離合器操縱系統(tǒng)屬于執(zhí)行機(jī)構(gòu)，一旦分離撥叉斷裂，離合器將無法分離，導(dǎo)致車輛無法行駛。對于混凝土攪拌運(yùn)輸車而言，將對客戶造成重大的經(jīng)濟(jì)損失，甚至影響駕駛員及汽車的安全。因此，分離撥叉的改進(jìn)設(shè)計(jì)必須充分考慮疲勞強(qiáng)度要求，以滿足混凝土攪拌運(yùn)輸車使用要求[1-3]。

1 離合器分離撥叉結(jié)構(gòu)及故障現(xiàn)象

拉式離合器操縱系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示，離合器分離撥叉一端與分離軸承接觸，另一端球窩與推桿接觸。中間可以繞軸承轉(zhuǎn)動，形成杠桿結(jié)構(gòu)。當(dāng)離合器踏板傳遞過來的推力作用在分離撥叉下端球窩上時(shí)，分離撥叉繞中間軸轉(zhuǎn)動，從而拉開離合器壓盤，使離合器分離。

通過市場調(diào)研發(fā)現(xiàn)車輛行駛到50000公里到60000公里區(qū)間，在一些極限施工工況下，離合器分離撥叉會出現(xiàn)突然斷裂。斷裂位置如圖2所示。

初步分析導(dǎo)致離合器分離撥叉突然斷裂的原因有：（1）材料因素，撥叉本身材質(zhì)或結(jié)構(gòu)有問題，由于撥叉是鑄鋼件，若撥叉有氣孔、縮松和裂紋等鑄造缺陷或雜質(zhì)元素偏聚和夾雜物的存在而形成早期裂紋源，導(dǎo)致?lián)懿鏀嗔选＃?）結(jié)構(gòu)因素，撥叉本身抗拉強(qiáng)度、抗疲勞強(qiáng)度等力學(xué)性能未達(dá)標(biāo)，特別是撥叉在熱處理過程中工藝沒有控制好造成組織未細(xì)化，使撥叉過硬過脆，導(dǎo)致?lián)懿鏀嗔选?/p>

為此采用肉眼宏觀觀察、化學(xué)分析等手段對斷裂撥叉進(jìn)行了失效分析，發(fā)現(xiàn)材料及熱處理符合設(shè)計(jì)要求。

2 離合器分離撥叉仿真分析

ANSYS 軟件具有良好的參數(shù)建模、前后處理智能網(wǎng)絡(luò)劃分、優(yōu)化設(shè)計(jì)、強(qiáng)大的有限元求解功能，廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造、石油化工、輕工造船、航空航天、汽車交通、電子、土木工程、水利、鐵道、日用家電的一般工業(yè)及科學(xué)研究[4]。

2.1 離合器分離撥叉模型建立

利用Pro/E軟件建立前橋三維模型如圖3所示，分離撥叉材料為鑄鋼ZG310-570，其屈服強(qiáng)度為310MPa，抗拉強(qiáng)度為570MPa，強(qiáng)度仿真分析時(shí)定義撥叉材料為線彈性材料，彈性模量為210GPa，泊松比為0.3。

2.2 邊界條件及仿真結(jié)果

改進(jìn)前分離撥叉結(jié)構(gòu)見圖3，離合器最大分離力為7400N，分離撥叉杠桿比為1.75，則其兩端受力分別為7400N和4228.6N;按照汽車設(shè)計(jì)原理，離合器部分的推薦后備系數(shù)為1.75～2.25（載貨車），2.0～3.0（重型車及牽引車），則分離撥叉兩端最大作用力取7400N和4228.6N的1.75～2.25倍（取系數(shù)2），即14800N和8457.2N[1-3]。

對分離撥叉銷孔內(nèi)壁節(jié)點(diǎn)自由度進(jìn)行約束，約束除繞X軸旋轉(zhuǎn)以外的其他自由度。分別對撥叉兩端按上述工況進(jìn)行加載。對改進(jìn)前分離撥叉進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析，可知其最大應(yīng)力為240MPa，應(yīng)力集中位于加強(qiáng)筋中部偏下區(qū)域（圖4），與實(shí)際斷裂位置一致（圖2）。

通過優(yōu)化離合器分離撥叉加強(qiáng)筋，使其圓滑過渡，改進(jìn)后分離撥叉如圖5所示，并按邊界條件進(jìn)行強(qiáng)度分析（圖5），可知其最大應(yīng)力為132MPa（圖5）。

2.3 結(jié)果分析

對上述改進(jìn)前后的分離撥叉強(qiáng)度分析結(jié)果對比如上表1。通過分析可知改進(jìn)前分離撥叉結(jié)構(gòu)不合理，其最大應(yīng)力大于材料疲勞極限，存在疲勞斷裂的可能;不考慮加工等因素影響，在相同材質(zhì)、相同工況下，改進(jìn)后分離撥叉強(qiáng)度更高，其最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料疲勞極限。

3 試驗(yàn)測試

分別對改進(jìn)前和改進(jìn)后的分離撥叉進(jìn)行相同工況下的應(yīng)力測試，參考仿真分析結(jié)果，在分離撥叉應(yīng)力集中區(qū)域貼應(yīng)變片（圖6）。

通過應(yīng)力測試可知，改進(jìn)前后分離撥叉最大應(yīng)力如表2所示。由試驗(yàn)結(jié)果可知，改進(jìn)后分離撥叉最大應(yīng)力小于材料疲勞強(qiáng)度。

由仿真結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果對比（圖7）可知，二者所得分離撥叉最大應(yīng)力值比較接近，仿真結(jié)果具有一定可信度。因此，在分離撥叉的設(shè)計(jì)中，可采用強(qiáng)度仿真分析判斷其結(jié)構(gòu)的合理性。

4 結(jié)語

由上述分析可知，改進(jìn)前分離撥叉在混凝土攪拌車上使用時(shí)強(qiáng)度不足;而改進(jìn)后分離撥叉能滿足使用要求，不會產(chǎn)生疲勞斷裂，切換之后的售后市場反饋正常，無斷裂故障發(fā)生;仿真分析方法可有效的判斷分離撥叉結(jié)構(gòu)的合理性，從而為分離撥叉的設(shè)計(jì)提供有效的參考。

參考文獻(xiàn)：

[1]劉維信.汽車設(shè)計(jì).[M]北京：清華大學(xué)出版社2001.7.

[2]陳家瑞.汽車構(gòu)造（下冊）.[M]北京：機(jī)械工業(yè)出版社2000.10.

[3]徐石安.汽車離合器（汽車設(shè)計(jì)叢書）[M].北京：清華大學(xué)出版社2004.12.

[4]倪棟等.通用有限元分析ANSYS7.0 實(shí)例精解[M].北京：電子工業(yè)出版社，2003.9.