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(武漢船用機械有限責任公司，武漢 430084)

纏繩絞車推動機構(gòu)液壓油缸角度優(yōu)化設計

李建正，徐錫鋒，陳強，張勇勇，李釗

(武漢船用機械有限責任公司，武漢 430084)

針對特定參數(shù)下的纏繩絞車推動機構(gòu)，采用力平衡和力矩平衡原理，建立支架的受力模型，將液壓油缸傾角作為變量，分析不同傾角下推動機構(gòu)中滑軌對活動支架的支撐力作用面和方向。通過對比分析同一角度下液壓油缸輸出的水平分力與活動支架與滑軌摩擦力的大小，得到特定工況下液壓油缸可以推動活動支架的傾角范圍值。

纏繩絞車；推動機構(gòu)；液壓油缸；傾角

纏繩絞車作為甲板拖帶產(chǎn)品鋼絲繩纏繞裝置的主要機構(gòu)，一般包括固定機架和推動裝置。纏繩絞車通過主軸和銷軸將纏繞鋼絲繩的包裝滾筒進行固定，在固定包裝滾筒時，固定機架的主軸先插入包裝滾筒中，而后推動裝置進行移動，將包裝滾筒在軸向進行固定。推動機構(gòu)的動力源一般為液壓缸，而液壓缸傾角的大小，直接決定了液壓缸長度、滑軌長度等的大小，進而決定了結(jié)構(gòu)的成本以及其穩(wěn)定性[1-2]。在進行液壓缸設計中，主要難點在于液壓缸支點和油缸力的確定上。許平勇等[3]建立了雷達天線結(jié)構(gòu)中液壓油缸推力的數(shù)學模型，并分析了液壓油缸支點與油缸力之間的關(guān)系，為本文推力模型的建立提供了一定的理論依據(jù)。本文以力和力矩平衡為基礎，建立推動機構(gòu)力平衡方程和力矩平衡方程，來進行液壓油缸傾角的優(yōu)化設計。

1 推動機構(gòu)模型分析

推動機構(gòu)主要包括活動支架、滑軌和液壓缸見圖1。當纏繩包裝滾筒需要固定時，先用吊機將包裝滾筒吊起，再將一端固定在固定機架上，液壓缸推動活動支架在滑軌上移動，最后將活動支架的主軸插入包裝滾筒中，實現(xiàn)包裝滾筒的固定。

圖1 推動機構(gòu)三維模型

液壓缸推動活動支架運動時，液壓缸輸出的力對活動支架纏繩產(chǎn)生向前的傾覆力矩，而重力產(chǎn)生制動力矩，阻礙其傾覆。推動機構(gòu)的簡化模型見圖2。上下油缸安裝鉸耳距固定架之間的距離e=150 mm，上安裝鉸耳距下軌道之間的距離l0=694 mm，活動支架寬度Bh=460 mm，滑軌的直徑D=380 mm?；顒又Ъ艿闹亓G=27 000 N。

圖2 推動機構(gòu)簡化模型

2 推動裝置力學模型建立

設液壓油缸的傾角為α，如圖2所示，其中l(wèi)1為液壓缸在A點的力臂，l2為液壓缸在B點的力臂。則有：

(1)

(2)

當液壓缸推動活動支架運動到滑軌上任何一點時，設液壓油缸輸出力為Fy、活動支架的重力為FG，當液壓油缸推動活動支架運動時，在液壓缸的作用下，活動支架產(chǎn)生一個向前的傾覆力矩，重力產(chǎn)生相反的制動力矩。

如圖2所示，在A點給活動支架向上的支撐力FA，在B點給活動支架向下的支撐力FB。分別以A點和B點為絞點建立如下方程。

以A點為支點：

以B點為支點：

式中：fA為活動支架在軌道A點的摩擦力，其方向與活動支架運動方向相反，fA=FA×u；fB為活動支架在軌道B點的摩擦力，其方向與活動支架運動方向相反，fB=FB×u；又知滑軌和活動支架的結(jié)構(gòu)都是不銹鋼材料，所以u=0.18[4]。

在豎直方向上，根據(jù)力平衡得到：

FG+FB=FA+Fy·sinα

(5)

將式(1)、(2)帶入式(3)、(4)和(5)中，可得油缸推力與傾角α之間的關(guān)系式，帶入不同的α，可得到如圖3所示的傾角α與油缸推力之間的變化關(guān)系。

圖3 油缸推力隨傾角α變化

從圖3中可知，在其他參數(shù)一定的情況下。當0<α<35°時，隨著傾角α的增加，液壓油缸輸出力與假定力相反，說明液壓油缸不輸出力；當35°<α<90°時，隨著傾角的增加，油缸力先迅速增加，而后逐漸減小，一致趨近于0。

從圖4可知，在其他參數(shù)一定的情況下，當0<α<35°時，隨著α角度的增加，F(xiàn)A和FB一直小于0，說明此時這2點力與假設的方向相反；當35°<α<90°時，隨著α的增加，F(xiàn)A先增加而后下降，最后逐漸減小，F(xiàn)B同樣先增加，后減小，其一直小于FA，到最后與FA相等。

圖4 支持A點、B點力隨傾角α變化

從圖3和圖4可知，當傾角小于35°時，液壓油缸輸出的推力為負值，說明此時液壓油缸不做功。并且此時B點的力與假設的方向相反，說明此時由油缸產(chǎn)生的傾覆力矩小于由重力產(chǎn)生的反傾覆力矩，故此模型受力應見圖5。

圖5 推動機構(gòu)簡化模型修改

由圖5可知，由于此時液壓油缸所提供的力產(chǎn)生的力矩不足以抵消重力產(chǎn)生的制動反力矩，所以活動支架受到A點和C點的力均豎直向上。

液壓油缸的在C點的支撐力臂為

根據(jù)力平衡建立圖5模型在豎直方向的力平衡如下。

FA+FC+Fy·sinα=FG

(7)

分別以A點和C點為支點，建立力矩平衡方程。

以A點為支點，有：

(8)

以B點為支點，有：

(9)

將式(7)帶入式(8)和(9)，可得C點支撐力與傾角之間的關(guān)系式；代入不同的傾角α，可得到傾角α與C點支撐力之間的變化規(guī)律，見圖6。

圖6 C點力隨傾角的變化

從圖6可知，隨著傾角α的增加，C點的支撐力隨α的增加而基本呈線性關(guān)系增加，從而可知，在0<α<35°范圍內(nèi)，C點的力一直為正，且與假定方向相同，故此時模型成立。綜上所述，當 0<α<35°時，推動裝置模型的力平衡方程如式(7)所示，其力矩平衡方程如式(8)和式(9)所示；當α>35°時，推動模型的力平衡方程如式(5)所示，其力矩平衡方程如式(3)和式(4)所示。

3 推動裝置液壓油缸傾角分析

根據(jù)式(3)～(5)、式(7)～(9)，得到液壓油缸的輸出力見圖7。

圖7 液壓油缸輸出力Fy隨傾角α的變化

從圖7可知，隨著α的增加，液壓油缸的輸出力先基本保持不變，而后迅速增加到最大值，在α為35°時，液壓油缸最大的力為7 988 N，而后隨著α的增加，液壓油缸的力呈直線下降趨勢。

液壓油缸的作用是推動活動支架在滑軌上運動，而要推動活動支架，則需要液壓油缸的水平分力大于支點A和支點C支撐力引起的力，可以得到A點和C點產(chǎn)生的摩擦力和液壓油缸的水平分析比較曲線見圖8。

圖8 摩擦力和液壓油缸推力水平分量的對比

由圖8可知，隨著傾角α的增加，油缸推力的水平分力先緩慢減小，而后迅速減小，當接近90°時，油缸水平推力幾乎為0?；顒又Ъ苓\動時，需要克服的摩擦力隨傾角α的增加，先緩慢增加，而后逐漸迅速減小，最后趨近于平穩(wěn)不變。當α<45°時，油缸推力水平分量逐漸減小，而活動支架與軌道之間的摩擦力逐漸增加，但油缸推力水平分力始終大于摩擦力，此時液壓油缸可以推動活動支架在軌道上滑動；當α=45°時，油缸推力水平分量等于油缸運動需要克服的摩擦力，此時為液壓油缸與推動活動支架的分界點；當α>45°時，油缸推力水平分量迅速減小，而活動支架與軌道之間的摩擦力先迅速減小而后趨于平穩(wěn)，但油缸推力水平分力始終小于摩擦力，此時液壓油缸不能推動活動支架在軌道上滑動。

從上面分析可知，當液壓油缸的傾角α<35°時，液壓油缸推動活動支架產(chǎn)生的傾覆力矩小于重力引起的制動力矩，活動支架與滑軌的接觸點為點A和點C，此時液壓油缸可以推動活動支架在滑軌上運動；當液壓油缸的傾角35°<α<45°時，液壓油缸推動活動支架產(chǎn)生的傾覆力矩大于重力引起的制動力矩，所以活動支架與滑軌的接觸點為點A和點B，此時液壓油缸也可以推動活動支架在滑軌上運動；當α>45°時，液壓油缸推動活動支架產(chǎn)生的傾覆力矩大于重力引起的制動力矩，所以活動支架與滑軌的接觸點為點A和點B，此時液壓油缸無論輸出多少推力，均不能使活動支架在滑軌上運動。所以本文推薦，在此設計中，液壓油缸的傾角不能大于45°。

4 結(jié)論

在特定的工況下，采用力平衡和力矩平衡原理得到在傾角小于45°時，當液壓缸輸出一定推力時，活動支架可以被液壓油缸推動的，不會發(fā)生死點問題。針對類似于液壓缸推動物體運動的結(jié)構(gòu)，建議在實際工程應用中，液壓缸傾角設計越小越好，最大不能超過45°。

影響液壓缸推動傾角的因素很多，其他參數(shù)對液壓缸傾角的影響待進一步研究。

[1] KIM JH， HAN SM， KIM YJ. Safety estimation of high-pressure hydraulic cylinder using FSI method[J]. Journal of drainage and irrigation machinery engineering.2016(5)：418-423.

[2] ZHANG Wei-wei, WANG Xiao-song, WANG Zhong-ren. Stress and deformation analysis of cylinder-crown integrated hydraulic press with large capacity[J]. Journal of harbin institute of technology.2015(6)：50-54.

[3] 許平勇,衛(wèi)國愛,潘玉龍,等.液壓翻轉(zhuǎn)舉升機構(gòu)及油缸支點的設計[J].機械設計與制造,2005(11)：45-47.

[4] 成大先.機械設計手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社,2008.

Optimal Design of Hydraulic Cylinder Angles for Winder Driving Mechanism

LIJian-zheng,XUXi-feng,CHENQiang,ZHANGYong-yong,LIZhao

(Wuhan Marine Machinery Plant Co. Ltd., Wuhan 430084, China)

Based on the analysis of the propelling mechanism of the winches under the specific parameters, by using the force balance and moment balance principle, the force model of the movable support in the mechanism was established. Taking the hydraulic cylinder angle as a variable, the support surface and direction of the supporting force in the slide mechanism were analyzed. By comparing and analyzing the horizontal component of the hydraulic cylinder output and the friction force between the movable support and the slide rail under the same angle, the angle range of the movable support can be obtained under certain working conditions.

winding ropes; pushing mechanism; hydraulic cylinder; dip angle.

U664.4

A

1671-7953(2017)06-0101-04

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.06.023

2017-01-09

2017-02-24

工業(yè)和信息化部項目(工信部聯(lián)裝[2014]508號)

李建正(1990—)，男，碩士，助理工程師

研究方向：機械結(jié)構(gòu)研究、設計