秦波, 馮衛(wèi)衛(wèi),, 龍春彥, 趙毅慧

（1.內蒙古科技大學 機械工程學院，內蒙古 包頭 014010；2.內蒙古第一機械集團股份有限公司，內蒙古 包頭 014032）

0 引言

取力裝置也稱為取力器（Power Take Off，縮寫PTO），由一組或多組齒輪嚙合組成，又稱為功率輸出器，主要由傳動齒輪、軸、軸承及殼體等組成[1]，一般為專用車輛上與發(fā)動機、變速箱或分動器的取力輸出軸聯接，將動力輸出至其它的作業(yè)裝置，如液壓泵、發(fā)電機等。

目前取力裝置的傳動形式多數為平行軸式圓柱齒輪傳動形式，沙曉麗等[2]設計了一款手動兩擋操縱全功率取力裝置，適配附帶農機具的農業(yè)機械（如拖拉機等），該取力裝置由離合器聯接至發(fā)動機飛輪，實現了取力裝置的行車取力及全功率取力。焦治波等[3]設計并改進了一款后取力裝置，安裝于變速器副箱中間軸后部，動力由取力裝置空心軸從變速器加長中間軸上取出。劉麗[4]設計了一款雙取力裝置，從變速箱取力口通過變速器輸出圓柱齒輪取力，具有兩輸出法蘭盤，傳動形式為圓柱齒輪平行軸形式。

某履帶式消防車除具有滅火功能外還配置有起重臂，具有清障作用，用于清理火災現場的斷樹、土石等障礙物，便于其余消防車迅速通過并執(zhí)行任務。起重臂由液壓系統(tǒng)驅動，該液壓系統(tǒng)的液壓泵通過取力裝置在變速箱上取力。限于車輛動力艙布局的局限性，平行軸式取力裝置無法滿足動力艙空間的緊湊化需求，亟需開發(fā)一種適用于該消防車驅動起重臂的新型取力裝置。

1 取力裝置的設計

1.1 邊界條件

為滿足該履帶式消防車起重臂的作業(yè)要求和整車輕量化要求，該取力裝置需同時滿足較高可靠性和零部件輕量化的需求。由于該履帶消防車動力艙布置緊湊，用于驅動起重用的液壓泵通過變速箱進行取力，而變速箱輸出取力口與兩側驅動輪輸出端軸線平行，變速箱的輸出取力法蘭盤距離車體尺寸較小，液壓泵的軸向尺寸較大。若使用圓柱齒輪取力裝置，由于圓柱齒輪傳動的特點，需將液壓泵縱置，勢必會增加動力艙的軸向尺寸，嚴重影響動力艙的整體布局。因此取力裝置選擇垂直軸式錐齒輪傳動方案，可以將液壓泵進行橫向布置，縮小動力艙的軸向尺寸，如圖1所示。

圖1 履帶式消防車動力艙布置圖

取力裝置額定功率為40 kW，額定轉速為1500 r/min，最大輸入轉矩為1700 N·m，要求可靠性壽命不小于1000 h，輸入與輸出端均為法蘭盤形式，所傳遞的功率流為90°，傳動比i=1。

1.2 取力裝置關鍵零件的設計

介于總體布局要求，本文取力裝置傳動簡圖如圖2所示。

圖2 取力裝置傳動簡圖

1.2.1 弧齒錐齒輪的設計計算

錐齒輪取力裝置的作用是為了改變功率流方向的傳動裝置，它與圓柱齒輪取力裝置不同，選擇不同錐齒輪的類型，可以實現輸入軸與輸出軸成0°～180°夾角的功能，能夠傳遞空間相交軸的運動和動力[5]。文中傳動齒輪選擇格里森制，等頂隙收縮弧齒錐齒輪，軸交角Σ=90°。

1.2.1.1 齒輪參數的計算

錐齒輪的特點是：在嚙合承載過程中的受力情況復雜，不僅產生徑向分力，而且會產生軸向分力，在軸向力的作用下錐齒輪的齒側間隙會發(fā)生變化，接觸區(qū)也會發(fā)生變化。軸向力的方向與弧齒錐齒輪的旋向及工況的轉向有關，本文選擇正傳動方式，即主動輪左旋左轉，被動輪右旋右轉。在滿足可靠性的前提下，要實現齒輪結構最小。根據《機械設計手冊》中的推薦值，主動輪及被動輪的齒數Z1=Z2=17。齒輪的大端模數初選公式[6]為：

此處大端模數m=10.714。

齒輪的參數計算過程及結果如表1所示。

表1 格里森制弧齒錐齒輪對參數計算過程及結果

齒輪材料選擇20CrMnTi，輪齒表面滲碳淬火，輪齒表面硬度為58～62 HRC。

1.2.1.2 齒輪的強度校核

1）接觸強度校核。一般把赫茲應力作為齒面接觸應力的計算基礎，并用來評價接觸強度，接觸強度校核公式為：

計算得：σH=1087 MPa，σHp=1351 MPa。σH<σHp，因此滿足強度要求。

2）彎曲強度校核。以載荷作用側的齒廓根部的最大拉應力作為名義彎曲應力，并經相應的系數修正后作為計算齒根應力?？紤]到使用條件、要求及尺寸的不同，將修正后的試件彎曲疲勞極限作為許用齒根應力。彎曲強度校核公式為：

計算得：σF=492 MPa，σFP=752 MPa。σF<σFp，因此滿足強度要求。

1.2.2 軸承的選型與計算

1.2.2.1 軸承的選型

根據錐齒輪的受力特點，軸承可選擇向心推力軸承。向心推力軸承分為角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，本文選用圓錐滾子軸承。圓錐滾子的特點是可同時承受徑向與軸向載荷，且在同樣的載荷下，圓錐滾子軸承的尺寸比角接觸球軸承小。選用的軸承型號及主要參數如表2所示。

表2 軸承型號及主要參數

1.2.2.2 壽命校核

對軸承支反力進行計算，并計算軸承的當量動載荷，不考慮功率損失，所得載荷如表3所示。軸承的壽命校核公式為

表3 各軸承所受載荷及當量動載荷

式中：Lh為壽命，h；C為額定動負荷；fT為溫度系數；nm為當量轉速；Pm為軸承當量負荷；fF為動負荷系數；ε為指數，取10/3。

經過計算，受力最惡劣的軸承為被動輪近端軸承30314，其壽命Lh=1372 h，符合可靠性壽命大于1000 h的要求。

2 基于Workbench的箱體有限元分析

2.1 箱體靜力學分析

箱體通過Creo軟件建模，將箱體三維模型經過去倒角、螺紋孔取力后保存為STP格式，然后將模型導入到ANSYS Mechanical中，箱體材料為ZALSI7MG-T5，密度為2660 kg/m3，泊松比為0.3，彈性模量為71 GPa。

2.1.1 網格劃分

箱蓋結構較為規(guī)則，因此采用SOLID186六面體中間點高階單元劃分網格。箱體與軸承座、端蓋等為非規(guī)則部件，采用SOLID187四面體中間點高階網格單元同樣具有二次位移模式，能夠更好地模擬不規(guī)則的模型，且能夠保證局部網格質量，節(jié)省網格劃分成本[7]。該有限元模型共有122 641個單元，217 889個結點，網格劃分精度較高。

圖3 箱體網格劃分結果

圖4 箱體邊界條件與載荷施加

2.1.2 邊界條件和載荷施加與計算結果

錐齒輪對在受載狀態(tài)下產生的載荷傳遞至軸承上，然后經軸承作用在箱體上，在理想狀態(tài)下，軸承的中心軸線與齒輪中心軸線是重合的，齒輪嚙合產生的軸向分力可認為是由軸承承擔[8],將軸承簡化為圓環(huán)，圓環(huán)外圈與軸承座、軸承座與箱體、箱體與箱蓋之間采用綁定接觸。

在Workbench平臺采用ANSYS Mechanical靜力結構計算模塊，對以上建立的箱體靜態(tài)機械載荷進行加載求解，得到箱體在承載過程中的變形云圖和應力云圖（如圖5）。由計算結果云圖可以看出，在箱體承載過程中，其最大變形值為0.3 mm，最大應力為54 MPa，遠小于ZALSI7MGT5材料的屈服強度（205 MPa），安全裕度較高。

圖5 箱體位移云圖與應力云圖

2.2 箱體的模態(tài)分析

模態(tài)分析是研究結構動力特性的一種方法，一般應用在工程振動領域。其中，模態(tài)是指機械結構的固有振動特性，每一個模態(tài)都有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型，分析這些模態(tài)參數的過程稱為模態(tài)分析[9]。通過模態(tài)分析，可以了解結構體的各階模態(tài)的特性，由此可以判斷結構體在某一頻率范圍內，在內部、外部或各種激勵作用下產生振動的響應情況。

采用預應力模態(tài)，沿用了靜強度分析的約束條件，將自重作用下的靜強度分析應力結果更新為模態(tài)分析的剛度矩陣。通過有限元數值模擬，得到齒輪箱前6階固有頻率及振型特征，如表4及圖5所示。

表4 箱體前6階固有頻率及振型

圖6 箱體前6階振型

取力裝置的額定轉速為1500 r/min，主動齒輪、被動齒輪的齒數均為17，嚙合頻率為425 Hz，箱體的第1階頻率為626.44 Hz，因此取力裝置在運轉過程中不會產生共振。箱體結構設計合理，弧齒錐齒輪齒數的選擇也合理。

3 結論

本文針對某履帶式消防車的功能需求和動力艙布置的要求，設計了一種垂直軸弧齒錐齒輪式取力裝置。結論如下：1）根據取力裝置的邊界條件，對錐齒輪的參數進行了計算，并校核了錐齒輪的接觸強度與彎曲強度。2）針對錐齒輪的受載特點，分析并選擇了輸入軸與輸出軸的軸承，并對所選軸承進行了壽命校核，滿足取力裝置的壽命要求。3）應用ANSYS Workbench軟件，對取力裝置的箱體進行了靜強度分析與模態(tài)分析，通過靜強度分析得知，箱體結構滿足強度要求。通過模態(tài)分析，得出了箱體前6階的固有頻率和振型，結果表明，在取力裝置工作時，箱體與齒輪嚙合發(fā)生共振的概率較小。4）本文所設計的新型取力裝置的方法與結構，可為其他特種作業(yè)車輛的取力裝置提供一種新的設計方法與參考。