周成軍，劉富萬，周新年，巫志龍，吳傳宇，吳志昆

(福建農林大學交通與土木工程學院， 福建 福州 350002)

絞盤機卷筒牽引力可沿纜索的垂直方向和水平方向進行位移傳送，這種位移傳送不受地形條件和荷載條件的限制，是森林伐區(qū)集材、裝車和貯木場卸選歸裝作業(yè)中普遍采用的林業(yè)裝備[1-2]。與一般的物流運輸裝備相比，絞盤機具備投資低、效率高和安全可靠等優(yōu)越性[3-4]，目前，在橋梁建設、城市健康步道施工中也得到廣泛應用。

當前我國林業(yè)裝備發(fā)展較為落后[5]，多數(shù)絞盤機存在質量大、運輸不便、受坡度限制和勞動強度大等缺陷。由于我國林業(yè)生產方式的轉變，在撫育間伐生產中，林區(qū)地形復雜、集材便道狹窄[6]，傳統(tǒng)絞盤機耗油量高、操作復雜和轉運不便等凸顯，且傳統(tǒng)絞盤機的卷筒離合器進行離合操作時過于沉重，調節(jié)離合鋼帶和檢修杠桿機構較為困難，造成使用傳統(tǒng)絞盤機的相對使用和維護成本偏高，使林業(yè)生產的生態(tài)效益和經濟效益受到影響。針對這些問題，設計新型無卷筒離合器輕型絞盤機，在傳統(tǒng)絞盤機的基礎上，更換動力源，以便得到更大輸出并減少油耗；將卷筒離合器改進為選筒機構，方便操作；對整體布局進行重新設計，以達到緊湊布置、減小質量、降低成本的目的。

1 總體布置及工作原理

本設計的輕型絞盤機由柴油機、皮帶傳動、變速箱、鏈式聯(lián)軸器、正倒齒輪箱、選筒機構、卷筒機構、制動操縱與機架等組成，如圖1所示。柴油機與變速箱設置皮帶傳動，將動力傳到變速箱。變速箱設置4個擋位，通過變速箱的減速增扭作用，將動力通過鏈式聯(lián)軸器傳遞到正倒齒輪箱，可改變轉矩輸出方向，實現(xiàn)正、反向均具有多擋位的功能，使絞盤機的牽引和回空過程均可選擇最佳的傳動比，提高了絞盤機的工作效率。由正倒齒輪箱花鍵軸將轉矩輸出，花鍵軸上安裝選筒齒輪，可分別于卷筒齒輪嚙合，從而分別驅動起重、回空卷筒進行工作。無卷筒離合器輕型絞盤機樣機實物圖見圖1(d)。

注：1為卷筒軸；2為卷筒；3為軸承座；4為卷筒齒輪；5為支架；6為正倒齒輪箱；7為鏈式聯(lián)軸器(鏈齒輪)；8為變速箱；9為皮帶；10為柴油機；11為花鍵軸；12為選筒齒輪；13為座椅；14為制動箱手柄；15為變速箱手柄；16為選筒撥叉桿；17為選筒機構支架；18為機架；19為制動箱。Note： 1 is reel shaft; 2 is reel; 3 is bearing block; 4 is reel gear; 5 is winch frame; 6 is forward and reverse gearboxes; 7 is chain coupling; 8 is gearbox; 9 is pulley; 10 is diesel engine; 11 is spline shaft; 12 is reel selection gear; 13 is seat; 14 is brake box handle; 15 is gearbox handle; 16 is selecting mechanism fork; 17 is frame.圖 1 無卷筒離合器輕型絞盤機示意圖及實物圖Figure 1 Structural diagrams and photograph of the light cable winch with a clutchless drum

2 絞盤機選筒機構設計

選筒機構設計要求為在取消卷筒離合器后，將變速箱輸出的動力可靠地傳遞至起重、回空卷筒，并完成動力在不同卷筒中切換的功能。傳統(tǒng)絞盤機在傳動系統(tǒng)中采用錐式或帶式卷筒離合器，通過液壓缸加壓，利用摩擦原理進行傳動，將變速箱輸出的動力傳遞至卷筒，但卷筒離合器存在構造及裝配復雜，傳動效率低下，維護檢修較困難等缺點，該輕型絞盤機取消卷筒離合器總成，增加選筒機構，利用選筒齒輪直接驅動卷筒轉動，機械傳動方式使得傳動更加直接可靠，傳動效率高，簡化了絞盤機結構，降低整機質量，取消傳動系統(tǒng)中的液壓部件，避免出現(xiàn)一切與液壓油路有關的缺陷，同時，使用選筒操作更為簡便。

選筒機構由花鍵軸、選筒齒輪、撥叉、選筒撥叉桿、安全裝置等組成，如圖2～圖4所示。在起重卷筒軸與回空卷筒軸的一端加工成階梯軸，用于安裝直齒齒輪。通過花鍵軸的選筒齒輪驅動卷筒齒輪，從而將動力傳動至不同卷筒。選筒齒輪一側安裝有選筒撥叉桿端的撥叉環(huán)，可在選筒撥叉桿帶動撥叉環(huán)沿花鍵軸軸向滑動，實現(xiàn)與不同卷筒齒輪的嚙合，花鍵軸承載能力強，導向性好[7]，可以有效保證動力的傳遞。在花鍵軸上設置空擋、接合起重卷筒和接合回空卷筒3個限位，由自鎖鋼球及自鎖彈簧構成安全裝置[8]。選筒機構置于空擋時，選筒齒輪位于花鍵軸中間位置，與起重卷筒和回空卷筒直齒齒輪均不嚙合，此時無動力傳遞至起重卷筒和回空卷筒，起重卷筒和回空卷筒置于制動狀態(tài)?；乜站硗残璜@得動力時，操縱選筒撥叉桿，使選筒齒輪沿花鍵軸向前移動，直至選筒齒輪與回空卷筒直齒齒輪嚙合并觸發(fā)安全裝置；需切斷回空卷筒動力時，操縱選筒撥叉桿，使選筒齒輪沿花鍵軸向后移動至空擋位置；起重卷筒需獲得動力時，操縱選筒撥叉桿，使選筒齒輪沿花鍵軸向后移動，直至選筒齒輪與起重卷筒直齒齒輪嚙合并觸發(fā)安全裝置；需切斷起重卷筒動力時，操縱選筒撥叉桿，使選筒齒輪沿花鍵軸向前移動至空擋位置。由于絞盤機進行不同工作卷筒切換時，均需在卷筒停止轉動后進行，即此時卷筒直齒齒輪也停止旋轉，因此，為簡化結構，提升絞盤機輕量化水平，在選筒機構中不設置同步器等同步換擋裝置，在選筒齒輪和卷筒直齒齒輪齒端加工倒角，以保證選筒操作時齒輪順暢接合。選筒機構安裝方便，制造工藝簡單，具備充足軸端空間，從而既可有效減少生產成本，又能保障工作可靠。

注：1,3,7,9為卷筒軸承座；2為回空卷筒；4為回空卷筒直齒齒輪；5為選筒齒輪；6為起重卷筒直齒齒輪；8為起重卷筒。Note: 1, 3, 7 and 9 are reel bearing block; 2 is returning reel; 4 is returning reel gear; 5 is reel selection gear; 6 is lifting reel gear; 8 is lifting reel.圖 2 選筒機構示意圖Figure 2 Structure diagram of reel selecting mechanism

注：1為卷筒齒輪(起重與回空)；2為選筒齒輪；3為選筒撥叉桿；4為花鍵軸。Note: 1 is reel gear (lifting reel and returning reel); 2 is reel selecting gear; 3 is selecting mechanism fork; 4 is spline shaft.圖 3 選筒機構三維模型Figure 3 Three-dimensional model of the reel selection mechanism

2.1 選筒花鍵軸尺寸設計

為保證選筒機構具有操作空間且不與卷筒和機架發(fā)生運動干涉，根據傳動系統(tǒng)的總傳動比要求，設計選筒齒輪分度圓直徑120mm，齒數(shù)20；卷筒齒輪分度圓直徑450mm，齒數(shù)75；模數(shù)為6，選筒齒輪設計齒寬為50mm，水平滑動距離為160mm，兩個卷筒齒輪的水平投影間設計60mm空隙，多余出10mm讓選筒齒輪在不與卷筒齒輪嚙合時可以保留足夠的空間，以防止選筒齒輪與卷筒齒輪的誤接觸，減少功率損耗，提高安全性。選筒齒輪和花鍵軸的形狀與尺寸如圖5，花鍵軸總長562mm，兩端花鍵分度圓直徑分別為48和44mm。

圖 4 選筒機構實物Figure 4 Reel selection mechanism圖 5 選筒齒輪與花鍵軸結構(單位:mm)Figure 5 Diagrams of the gears used in the reel selection mechanism and the spline shaft (Unit:mm)

2.2 花鍵軸強度校核

在變速箱工作時，花鍵軸可能由于發(fā)動機突然啟動或停止而受到沖擊，沖擊傳遞至花鍵軸齒面，因此，側重分析只傳遞轉矩的圓截面軸的強度條件是否滿足工作條件[9]。其強度條件為[10]：

τ=T/WT=9.55×106P/(0.2d3n)≤[τ]

(1)

式中：τ為軸扭切應力(MPa)；T為轉矩(N·m)；WT為抗扭截面系數(shù)(mm3)，對于圓截面軸，WT≈πd3/16≈0.2d3；P為傳遞功率(kW)，n為轉速(r·min-1)；d為軸直徑(mm)；[τ]為材料許用切應力(MPa)。 在最大工作拉力條件時，花鍵軸轉矩為1 099.8 N·mm，轉速為140 r·min-1，最小截面直徑為40 mm，求得軸扭切應力=10.98 MPa?；ㄦI軸采用45#碳圓鋼，滿足強度條件[11]。

開式齒輪要保證齒輪傳動不出現(xiàn)輪齒折斷應滿足強度條件為[12]：

σF≤[σF]

(2)

式中：σF為齒根危險截面的彎曲應力(MPa)； [σF]為許用彎曲應力(MPa)。 輸入齒輪材料為40Cr(調質)，齒面硬度280 HBS；輸出齒輪材料為ZG35SiMn，齒面硬度為250 HBS。齒輪精度無特殊要求，選用8級精度。根據輪齒彎曲強度驗算公式：

σF=2KT1YFaYSa/(bd1m)=2KT1YFaYSa/(bm2z1)≤[σF]

(3)

式中：K為齒形系數(shù)，K=2；YFa為應力修正系數(shù)；YSa為載荷系數(shù)；b為齒輪齒寬(mm)；d1為齒輪分度圓直徑(mm)；m為齒輪模數(shù)；z1為齒輪齒數(shù)。

輸入齒輪YFa1=2.93；YSa1=1.57。輸出齒輪YFa2=2.23；YSa2=1.76。求得：

σF1=2KT1YFa1YSa1/(bd1m)=337.28 MPa

σF2=2KT2YFa2YSa2/(bd2m)=294.74 MPa

[σF]=[σFE]/SF

(4)

式中：σFE為實驗輪齒失效概率為1/100時的齒根彎曲疲勞極限；SF為安全系數(shù)，SF1=2.0；SF2=1.6。

由σFE1=700 MPa；σFE2=520 MPa?？汕蟮茫?/p>

[σF1]=σFE1/SF1=350 MPa≥σF1;[σF2]=σFE2/SF2=325 MPa≥σF2

輸入齒輪與輸出齒輪滿足強度校核要求。

3 主要傳動部件設計

該無卷筒離合器輕型絞盤機動力傳遞路徑為發(fā)動機-變速器-正倒齒輪箱-選筒機構-工作卷筒。為盡可能縮小絞盤機縱向空間，提高絞盤機的靈活性和轉運便利性，將發(fā)動機和變速箱平行布置，通過V帶進行動力傳遞；考慮絞盤機在工作過程中的振動、變形較大，為提高傳動系統(tǒng)寬容度，在變速器和正倒齒輪箱之間采用鏈式聯(lián)軸器傳動。

3.1 變速機構及傳動比確定

絞盤機各傳動機構傳動比，見表1。絞盤機設計最大起重量為2 t，采用CJ22(ZS1115)柴油機，功率為16.18 kW，轉速為2 200 r·min-1，質量為185 kg。變速箱采用NJ130變速箱，最大輸入轉矩為240 N·m，額定轉速為2 800 r·min-1，中心距為108.86 mm。

傳動系統(tǒng)為三級減速，第一級為變速箱傳動，第二級為正倒齒輪箱傳動，第三級為選筒機構齒輪傳動。由于卷筒轉速較低，而發(fā)動機轉速較高，總傳動比較大，經計算分析，當絞盤機處于倒擋工作時，所有桿件處于轉矩最大，即最危險狀況，此時卷筒轉速為37 r·min-1，最大傳動比為59.46。

表 1 絞盤機各傳動機構傳動比Table 1 Transmission ratio of the winch

正倒齒輪箱通過雙排鏈式聯(lián)軸器與變速箱相連，利用3個圓錐齒輪常嚙合傳動，動力由聯(lián)軸器鏈輪傳遞至小圓錐齒輪，在傳遞給空套在輸出軸上的大圓錐齒輪，2個大圓錐齒輪間輸出軸的花鍵上裝有一個可以左右滑動的接合套，通過操縱桿移動接合套與左右兩側大圓錐齒輪內側的接合齒圈嚙合，實現(xiàn)動力的正反轉，如圖6所示。輸出軸采用花鍵軸，其上動力由雙排鏈式聯(lián)軸器的鏈輪1傳到小圓錐齒輪2，再傳給空套在輸出軸5上大圓錐齒輪3，2個大圓錐齒輪間輸出軸的花鍵上裝有一個可以左右滑動的接合套4。當接合套4與不同的大圓錐齒輪內側的內嚙合齒輪嚙合時，輸出軸即可獲得不同方向的轉動。

3.2 鏈式聯(lián)軸器設計

注：1為鏈式聯(lián)軸器；2為小圓錐齒輪；3為大圓錐齒輪；4為接合套；5為輸出軸；6為小開式齒輪。Note：1 is chain coupling;2 is small bevel gear;3 is big bevel gear;4 is adapter sleeve;5 is output shaft;6 is small gear.圖 6 正倒齒輪箱傳動示意圖Figure 6 Forward and reverse gearboxes

變速箱與正倒齒輪箱間采用聯(lián)軸器傳動，由于絞盤機在安裝和使用過程中受到磨損和變形等原因使軸線位置精度較差，因此，選用具備位移補償能力的撓性雙排滾子鏈聯(lián)軸器。所選取聯(lián)軸器的孔徑、孔長與結構形式要與被連接軸互相匹配，所選聯(lián)軸器應保證如下轉矩和轉速條件[13]：

TC=KAT≤[T]；n≤[n]

(5)

式中：TC、n分別為聯(lián)軸器需傳遞的計算轉矩(N·m)和轉速(r·min-1)；T為聯(lián)軸器傳遞的名義轉矩(N·m)；KA為聯(lián)軸器的工作情況系數(shù)，KA=2.3； [T]、 [n]分別為聯(lián)軸器許用轉矩(N·m)和許用轉速(r·min-1)。

考慮變速箱處于四擋時，聯(lián)軸器軸所受轉矩最大，即軸處于最危險狀況。通過傳動比算得轉矩為549.89 N·m，轉速為281 r·min-1。

TC=KAT=2.3×549.89=1264.75 N·m

根據計算所得轉矩和轉速，查機械設計手冊，選用GL9型滾子鏈聯(lián)軸器(圖7)，公稱轉矩1 600 N·m，不裝殼罩下許用轉速400 r·min-1，節(jié)距25.40，齒數(shù)20。

4 絞盤機卷筒設計

4.1 基于Matlab的卷筒優(yōu)化設計

在設計中，為進一步減小卷筒在絞盤機質量中所占的比重，降低絞盤機自重，提高其靈活性和輕便性，對卷筒進行了輕量化設計。以卷筒體積為目標函數(shù)，以卷筒直徑和卷筒壁厚為設計變量，得到優(yōu)化公式：

圖 7 GL9型鏈式聯(lián)軸器 (單位： mm)Figure 7 GL9 Chain coupling (Unit： mm)

F(X)=0.25π[D2-(D-2Q)2]1 081.6Ld/[πZ(D+Zd)]

(6)

式中：D為卷筒直徑(mm)；Q為卷筒壁厚(mm)，L為卷筒容繩量(m)；d為鋼絲繩直徑(mm)，取12 mm；Z為鋼絲繩纏繞層數(shù)。其中，卷筒容繩量可由L=Cπ(D+A-S)(A-S)×10-3/(1.04d)2計算。C為卷筒端板的平均間距；A為卷筒容繩深度(mm)；S為卷筒容繩安全距離(mm)。

確定約束條件為：D≥2Q；C≤3D；σ壓=A1A2Tmax/(Qt)≤σcp。

式中：σ壓為卷筒筒壁所受鋼絲繩擠壓應力(MPa)；A1為應力減少系數(shù)，取0.75；A2為卷筒層數(shù)系數(shù)，取2.5；Tmax為鋼絲繩最大拉力(kN)，取18 kN；σcp為材料許用應力(MPa)，灰鑄鐵為300 MPa。利用Matlab編制優(yōu)化程序，輸出計算結果，D=222.4 mm，Q=11.25 mm，取整后，卷筒直徑為220 mm，選取壁厚12 mm。

4.2 卷筒受力分析

基于Solidworks軟件建立卷筒三維模型，進行幾何清理，同時去掉內部軸與軸承配合結構，將分析重點集中在對卷筒壁受力上，減少薄壁結構實體單元進行網格劃分的復雜程度，便于正確快速地生成精確網格[14]。通過Simulation插件對簡化卷筒模型進行分析[15]，對卷筒進行自動網格劃分及修正，總計20 312個單元，將卷筒平行于軸剖面設為固定約束，受到鋼絲繩最大拉力(1.8 kN)情況下，卷筒最大應力出現(xiàn)在卷筒內表面的中心部位，其值為280.6 MPa，小于HT 30-54灰口鑄鐵抗壓強度300 MPa，滿足強度條件。

5 絞盤機性能分析

我國目前常用中小型絞盤機的技術性能，見表2[3]。 絞盤機動力源主要采用柴油機、汽油機和電動機，為提高可比性，選擇采用柴油機為動力的4種典型絞盤機，從功率、提升力、牽引力、牽引速度、容繩量與自重、生產成本等方面。

表 2 中小型絞盤機系列的技術性能Table 2 Technical performance of small and medium winches

5.1 絞盤機功率

傳統(tǒng)絞盤機的功率范圍在8.8～20 kW，本絞盤機配置16.18 kW柴油機，處于中上水平，能夠滿足集運較大中徑級木材生產，也可應用于小礦山、采石場、小水利、電力和路橋施工等的纜索起重運輸作業(yè)需要。

5.2 提升牽引性能

在提升力、牽引力與牽引速度方面，本機在典型索道絞盤機總體動力學分析的基礎上，進行了主機選型及功率匹配，并充分考慮一機多用、速度和經濟速比、卷筒容繩量和人性化操作等主要因素。牽引力為20 kN，在對比樣機中為最大，起重與回空速度可在0.5～4 m·s-1范圍內進行變化，可以實現(xiàn)正、反多個擋位的速比選擇，是對比機型中擋位數(shù)最多的絞盤機，可以滿足絕大多數(shù)作業(yè)要求。

5.3 容繩量與絞盤機自重

設計鋼絲繩直徑12 mm，容繩量400 m，在對比機型中處于中下水平。未設計較大容繩量的原因是目前我國主要的采伐方式為擇伐與間伐，具有中、小范圍的集材作業(yè)特點，集材范圍一般不超過500 m，設計較小的容繩量可以避免過大的工作卷筒及過長的鋼絲繩帶來的體積和重量負擔。本機自重為7.8 kN，遠小于JSJX3-2(20 kW)的31 kN，較同等功率水平的JT3-1.5(16 kW)減少48%，僅比JS3-2(11.3 kW)增加15%， 比195(8.8 kW)增加20%，具備輕型化的特點。

5.4 木材生產成本

本機型在安徽省涇縣、浙江省遂昌縣與青田縣等地先后進行試驗，如圖8所示，并配合使用穿輪配重輕型跑車投入生產[16]。生產數(shù)據表明，集材過程中，單車往返時間為6～8 min，有效集材距離300 m，雙向橫向集材距離80～120 m，集材范圍滿足設計要求和生產工藝要求；裝車時，單車載量為2～2.5 m3，每車原木裝載時間30～40 min，單位木材生產成本23.68 元·m-3，與JS3-2型絞盤機相比下降43%～53%，與手工集材相比下降40%～48%。

6 討論與結論

圖 8 絞盤機現(xiàn)場試驗Figure 8 Winch test

本設計的無卷筒離合器輕型絞盤機功率16.18 kW，轉矩70.24 N·m，最大傳動比59.46(卷筒轉速37 r·min-1，重新設計布局絞盤機，取消了傳統(tǒng)的錐式或帶式卷筒離合器，通過增設采用齒輪傳動的選筒機構，提高了傳動效率和工作可靠性，降低了絞盤機卷筒接合與分離時的操作難度，降低了維護保養(yǎng)的復雜程度；設計了正倒齒輪箱，實現(xiàn)絞盤機在正反兩個方向均具有多個擋位的傳動比，提高了絞盤機的適用性，在正倒齒輪箱與變速箱間采用鏈齒輪聯(lián)軸器，可補償兩者在工作時可能發(fā)生的中心位移偏差。利用Matlab及Solidworks軟件，對卷筒進行優(yōu)化設計，設計后卷筒直徑為220 mm，壁厚12 mm，在體積最小化前提下滿足工作強度需求，使絞盤機輕量化水平得到進一步提高。無卷筒離合器輕型絞盤機結構緊湊、布局合理、效率高、操作安全可靠性強，能夠有效降低生產成本，目前已在我國多地得到推廣應用。