關(guān)鍵詞：客車用變速器；離合器；分離撥叉；有限元分析

中圖分類號：U472 DOI ：10.20042/j.cnki.1009.4903.2023.02.002

0 分離機(jī)構(gòu)簡介

離合器和變速器是汽車中兩個(gè)重要的動力傳動機(jī)構(gòu)，兩者相互配合作用，來實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)的動力中斷與調(diào)節(jié)，保證汽車平穩(wěn)起步、換擋平順。一般客車用離合器分為推式和拉式兩種結(jié)構(gòu)，對應(yīng)的變速器中離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)部分也會有兩種結(jié)構(gòu)，如圖1 所示為某種客車離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)示意圖：

分離指為離合器總成中零件；分離軸承和分離撥叉為變速器總成中的零件。當(dāng)離合器需要分離時(shí)，整車分泵帶動分離撥叉移動，分離撥叉又帶動分離指移動， 最終使離合器壓盤和發(fā)動機(jī)飛輪徹底分離，動力將產(chǎn)生中斷。為了追求傳遞更大容量轉(zhuǎn)矩，離合器分離指剛度一般設(shè)計(jì)得都很大，因此需要很大的分離力才能實(shí)現(xiàn)離合器的分離功能，故與其作用的變速器分離軸承和分離撥叉就需要承受很大的作用力。

本文通過研究一款客車變速器分離撥叉異常斷裂問題，結(jié)合離合器工作原理和有限元分析零件強(qiáng)度的方法，找出了分離撥叉異常斷裂的原因，并優(yōu)化了零件強(qiáng)度，為解決類似問題提供了參考。

1 分離撥叉斷裂案例

廣東珠?？蛻?019 年10 月購買某款11.9 m 客車25 輛，匹配6 擋變速器，離合器為推式結(jié)構(gòu)。2020 年3 月出現(xiàn)第1輛分離撥叉異常斷裂問題，前期駕駛員以為誤操作導(dǎo)致?lián)懿鏀嗔?，并未在意?020 下半年開始該批車輛陸續(xù)出現(xiàn)撥叉斷裂情況，截至2021 年3 月，共計(jì)出現(xiàn)5 輛。

該批車輛運(yùn)行線路為珠海市拱北口岸到金斗灣客運(yùn)站，一半是城市擁堵路況，一半是郊區(qū)路況，該批車輛客車公司設(shè)計(jì)為公路車，但是實(shí)際按照公交車固定路線在運(yùn)營，行駛單向里程16 km，全程約32 km ；每天該固定線路運(yùn)行10 次；該公交線路單程18 個(gè)站點(diǎn)，約30 個(gè)紅綠燈，且部分路口擁堵嚴(yán)重，駕駛員需要頻繁踩離合換擋。

2 原因分析及處理過程

2.1 變速器拆解分析

（1） 檢查離合器分離軸承黃油加注口有黃油，駕駛員表示每個(gè)月定期加注黃油保養(yǎng)。

（2） 拆解后分離軸承內(nèi)孔與一軸蓋配合處磨損正常；分離軸承與分離脂配合端面處磨有輕微凹坑。

（3） 分離軸承耳朵處磨出兩個(gè)凹坑，分離撥叉圓弧處磨損為小平面，說明分離撥叉處受力較大，如圖2 所示。

（4） 由于離合器分離指磨損嚴(yán)重，重新更換新的離合器總成。

2.2 故障件檢測分析

將斷裂的分離撥叉進(jìn)行理化檢測，結(jié)論為： 材料及理化結(jié)果合格，斷口為低應(yīng)力高周疲勞斷口，斷口未發(fā)現(xiàn)缺陷。

將用戶更換下的離合器總成測量分離力，通過咨詢離合器總成廠家技術(shù)，離合器初期分離力為5 000 N，磨損后極限為7 500 N，實(shí)際檢測離合器分離力為6 320 ～ 6 450 N，符合設(shè)計(jì)要求。但是在檢查壓盤分離指磨損情況時(shí)發(fā)現(xiàn)存在嚴(yán)重偏磨（ 一側(cè)起臺） 現(xiàn)象，如圖3 所示。

根據(jù)撥叉兩側(cè)磨損不均勻及單邊斷裂情況分析，結(jié)合離合器分離脂的偏磨情況，初步判斷為撥叉偏載受力，導(dǎo)致?lián)懿嬉粋?cè)先行斷裂。

3 CAE 有限元分析

3.1 確定邊界條件

約束分離撥叉上球窩除擺動外的其他自由度，簡化分離軸承模型，固定分離軸承，如圖4 所示。根據(jù)主機(jī)廠提供的離合器最大分離力為7 500 N，則根據(jù)杠桿比換算在分離撥叉下球窩作用的最大推力為3 750 N。分離撥叉材料按照45 鋼調(diào)制，彈性模量207 983 MPa，泊松比0.3，屈服強(qiáng)度500 MPa，抗拉強(qiáng)度735 MPa。

3.2 求解

（1） 靜強(qiáng)度。

由故障件斷口理化分析報(bào)告得知為疲勞斷裂。對故障件進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，結(jié)論如圖5 所示。

分離撥叉最大等效應(yīng)力發(fā)生在撥叉叉腳與撥叉過渡的圓角處，圖紙要求未注鍛造圓角為R2～R5，但是不同圓角尺寸計(jì)算得到的應(yīng)力結(jié)果不一樣，各圓角的計(jì)算結(jié)果對比如下表1 所示。

可以看出，圓角越大，安全系數(shù)越高，為了保證撥叉安全使用，應(yīng)使過渡圓角在R3 以上。

可知故障件斷裂位置、裂口形式均與靜強(qiáng)度分析不符。

（2） 疲勞強(qiáng)度。

用CAE 分析軟件求解最大主應(yīng)力如圖6 所示。

最大主應(yīng)力348 MPa。最大主應(yīng)力最大值位置與故障件斷裂位置一致。由CAE 分析和故障件斷口理化分析報(bào)告得知為疲勞斷裂。

3.3 校核

45 鋼（ 調(diào)質(zhì)） 疲勞極限為329 MPa。按公式（1） 計(jì)算危險(xiǎn)點(diǎn)的疲勞安全系數(shù)：

4 結(jié)論及改進(jìn)措施

綜上分析，故障撥叉本身設(shè)計(jì)強(qiáng)度能滿足正常使用情況，且斷裂的零件也沒有明顯的質(zhì)量缺陷，該批車輛出現(xiàn)分離撥叉斷裂故障并非撥叉自身強(qiáng)度或質(zhì)量問題導(dǎo)致。初步分析撥叉斷裂與車輛運(yùn)營模式下分離高頻使用存在一定關(guān)系，同時(shí)離合器壓盤偏磨問題也會造成撥叉單邊受力，加劇撥叉的異常斷裂產(chǎn)生。

為了應(yīng)對公交路況的使用要求，根據(jù)現(xiàn)場故障理論分析結(jié)果，加強(qiáng)新?lián)懿?，增加了撥叉薄弱點(diǎn)的強(qiáng)度，經(jīng)CAE 分析，改進(jìn)后新?lián)懿姹裙收蠐懿嬲w強(qiáng)度提高30%。同時(shí)將新加強(qiáng)改進(jìn)的撥叉發(fā)給用戶更換，跟蹤運(yùn)行情況，暫時(shí)沒有出現(xiàn)斷裂的撥叉。

（責(zé)任編輯：劉海帆）

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