秦波, 冯卫卫,, 龙春彦, 赵毅慧
（1.内蒙古科技大学 机械工程学院，内蒙古 包头 014010；
2.内蒙古第一机械集团股份有限公司，内蒙古 包头 014032）
取力装置也称为取力器（Power Take Off，缩写PTO），由一组或多组齿轮啮合组成，又称为功率输出器，主要由传动齿轮、轴、轴承及壳体等组成[1]，一般为专用车辆上与发动机、变速箱或分动器的取力输出轴联接，将动力输出至其它的作业装置，如液压泵、发电机等。
目前取力装置的传动形式多数为平行轴式圆柱齿轮传动形式，沙晓丽等[2]设计了一款手动两挡操纵全功率取力装置，适配附带农机具的农业机械（如拖拉机等），该取力装置由离合器联接至发动机飞轮，实现了取力装置的行车取力及全功率取力。焦治波等[3]设计并改进了一款后取力装置，安装于变速器副箱中间轴后部，动力由取力装置空心轴从变速器加长中间轴上取出。刘丽[4]设计了一款双取力装置，从变速箱取力口通过变速器输出圆柱齿轮取力，具有两输出法兰盘，传动形式为圆柱齿轮平行轴形式。
某履带式消防车除具有灭火功能外还配置有起重臂，具有清障作用，用于清理火灾现场的断树、土石等障碍物，便于其余消防车迅速通过并执行任务。起重臂由液压系统驱动，该液压系统的液压泵通过取力装置在变速箱上取力。限于车辆动力舱布局的局限性，平行轴式取力装置无法满足动力舱空间的紧凑化需求，亟需开发一种适用于该消防车驱动起重臂的新型取力装置。
1.1 边界条件
为满足该履带式消防车起重臂的作业要求和整车轻量化要求，该取力装置需同时满足较高可靠性和零部件轻量化的需求。由于该履带消防车动力舱布置紧凑，用于驱动起重用的液压泵通过变速箱进行取力，而变速箱输出取力口与两侧驱动轮输出端轴线平行，变速箱的输出取力法兰盘距离车体尺寸较小，液压泵的轴向尺寸较大。若使用圆柱齿轮取力装置，由于圆柱齿轮传动的特点，需将液压泵纵置，势必会增加动力舱的轴向尺寸，严重影响动力舱的整体布局。因此取力装置选择垂直轴式锥齿轮传动方案，可以将液压泵进行横向布置，缩小动力舱的轴向尺寸，如图1所示。
图1 履带式消防车动力舱布置图
取力装置额定功率为40 kW，额定转速为1500 r/min，最大输入转矩为1700 N·m，要求可靠性寿命不小于1000 h，输入与输出端均为法兰盘形式，所传递的功率流为90°，传动比i=1。
1.2 取力装置关键零件的设计
介于总体布局要求，本文取力装置传动简图如图2所示。
图2 取力装置传动简图
1.2.1 弧齿锥齿轮的设计计算
锥齿轮取力装置的作用是为了改变功率流方向的传动装置，它与圆柱齿轮取力装置不同，选择不同锥齿轮的类型，可以实现输入轴与输出轴成0°～180°夹角的功能，能够传递空间相交轴的运动和动力[5]。文中传动齿轮选择格里森制，等顶隙收缩弧齿锥齿轮，轴交角Σ=90°。
1.2.1.1 齿轮参数的计算
锥齿轮的特点是：在啮合承载过程中的受力情况复杂，不仅产生径向分力，而且会产生轴向分力，在轴向力的作用下锥齿轮的齿侧间隙会发生变化，接触区也会发生变化。轴向力的方向与弧齿锥齿轮的旋向及工况的转向有关，本文选择正传动方式，即主动轮左旋左转，被动轮右旋右转。在满足可靠性的前提下，要实现齿轮结构最小。根据《机械设计手册》中的推荐值，主动轮及被动轮的齿数Z1=Z2=17。齿轮的大端模数初选公式[6]为：
此处大端模数m=10.714。
齿轮的参数计算过程及结果如表1所示。
表1 格里森制弧齿锥齿轮对参数计算过程及结果
齿轮材料选择20CrMnTi，轮齿表面渗碳淬火，轮齿表面硬度为58～62 HRC。
1.2.1.2 齿轮的强度校核
1）接触强度校核。一般把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价接触强度，接触强度校核公式为：
计算得：σH=1087 MPa，σHp=1351 MPa。σH<σHp，因此满足强度要求。
2）弯曲强度校核。以载荷作用侧的齿廓根部的最大拉应力作为名义弯曲应力，并经相应的系数修正后作为计算齿根应力。考虑到使用条件、要求及尺寸的不同，将修正后的试件弯曲疲劳极限作为许用齿根应力。弯曲强度校核公式为：
计算得：σF=492 MPa，σFP=752 MPa。σF<σFp，因此满足强度要求。
1.2.2 轴承的选型与计算
1.2.2.1 轴承的选型
根据锥齿轮的受力特点，轴承可选择向心推力轴承。向心推力轴承分为角接触球轴承和圆锥滚子轴承，本文选用圆锥滚子轴承。圆锥滚子的特点是可同时承受径向与轴向载荷，且在同样的载荷下，圆锥滚子轴承的尺寸比角接触球轴承小。选用的轴承型号及主要参数如表2所示。
表2 轴承型号及主要参数
1.2.2.2 寿命校核
对轴承支反力进行计算，并计算轴承的当量动载荷，不考虑功率损失，所得载荷如表3所示。轴承的寿命校核公式为
表3 各轴承所受载荷及当量动载荷
式中：Lh为寿命，h；
C为额定动负荷；
fT为温度系数；
nm为当量转速；
Pm为轴承当量负荷；
fF为动负荷系数；
ε为指数，取10/3。
经过计算，受力最恶劣的轴承为被动轮近端轴承30314，其寿命Lh=1372 h，符合可靠性寿命大于1000 h的要求。
2.1 箱体静力学分析
箱体通过Creo软件建模，将箱体三维模型经过去倒角、螺纹孔取力后保存为STP格式，然后将模型导入到ANSYS Mechanical中，箱体材料为ZALSI7MG-T5，密度为2660 kg/m3，泊松比为0.3，弹性模量为71 GPa。
2.1.1 网格划分
箱盖结构较为规则，因此采用SOLID186六面体中间点高阶单元划分网格。箱体与轴承座、端盖等为非规则部件，采用SOLID187四面体中间点高阶网格单元同样具有二次位移模式，能够更好地模拟不规则的模型，且能够保证局部网格质量，节省网格划分成本[7]。该有限元模型共有122 641个单元，217 889个结点，网格划分精度较高。
图3 箱体网格划分结果
图4 箱体边界条件与载荷施加
2.1.2 边界条件和载荷施加与计算结果
锥齿轮对在受载状态下产生的载荷传递至轴承上，然后经轴承作用在箱体上，在理想状态下，轴承的中心轴线与齿轮中心轴线是重合的，齿轮啮合产生的轴向分力可认为是由轴承承担[8],将轴承简化为圆环，圆环外圈与轴承座、轴承座与箱体、箱体与箱盖之间采用绑定接触。
在Workbench平台采用ANSYS Mechanical静力结构计算模块，对以上建立的箱体静态机械载荷进行加载求解，得到箱体在承载过程中的变形云图和应力云图（如图5）。由计算结果云图可以看出，在箱体承载过程中，其最大变形值为0.3 mm，最大应力为54 MPa，远小于ZALSI7MGT5材料的屈服强度（205 MPa），安全裕度较高。
图5 箱体位移云图与应力云图
2.2 箱体的模态分析
模态分析是研究结构动力特性的一种方法，一般应用在工程振动领域。其中，模态是指机械结构的固有振动特性，每一个模态都有特定的固有频率、阻尼比和模态振型，分析这些模态参数的过程称为模态分析[9]。通过模态分析，可以了解结构体的各阶模态的特性，由此可以判断结构体在某一频率范围内，在内部、外部或各种激励作用下产生振动的响应情况。
采用预应力模态，沿用了静强度分析的约束条件，将自重作用下的静强度分析应力结果更新为模态分析的刚度矩阵。通过有限元数值模拟，得到齿轮箱前6阶固有频率及振型特征，如表4及图5所示。
表4 箱体前6阶固有频率及振型
图6 箱体前6阶振型
取力装置的额定转速为1500 r/min，主动齿轮、被动齿轮的齿数均为17，啮合频率为425 Hz，箱体的第1阶频率为626.44 Hz，因此取力装置在运转过程中不会产生共振。箱体结构设计合理，弧齿锥齿轮齿数的选择也合理。
本文针对某履带式消防车的功能需求和动力舱布置的要求，设计了一种垂直轴弧齿锥齿轮式取力装置。结论如下：1）根据取力装置的边界条件，对锥齿轮的参数进行了计算，并校核了锥齿轮的接触强度与弯曲强度。2）针对锥齿轮的受载特点，分析并选择了输入轴与输出轴的轴承，并对所选轴承进行了寿命校核，满足取力装置的寿命要求。3）应用ANSYS Workbench软件，对取力装置的箱体进行了静强度分析与模态分析，通过静强度分析得知，箱体结构满足强度要求。通过模态分析，得出了箱体前6阶的固有频率和振型，结果表明，在取力装置工作时，箱体与齿轮啮合发生共振的概率较小。4）本文所设计的新型取力装置的方法与结构，可为其他特种作业车辆的取力装置提供一种新的设计方法与参考。
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