劉富萬，周成軍，周新年，吳傳宇，巫志龍，張正雄

(福建農(nóng)林大學(xué)交通與土木工程學(xué)院，福建 福州 350002)

我國山地人工林間伐與擇伐集材機械化存在一定的難度，對集材機械提出了更高的要求，要求集材機械在作業(yè)過程中要有效地防止需保留的活立木受傷及植被破壞[1-3]。大中型采集機與絞盤機難以適應(yīng)小規(guī)模的間伐與擇伐作業(yè)，因而絕大多數(shù)地區(qū)的集材作業(yè)，依然采用肩扛人抬的集材方式，不僅勞動強度大且生產(chǎn)效率低，而且存在著生產(chǎn)安全隱患[4]。高山陡坡地區(qū)，常用索道集材，由于收集范圍小，故拆轉(zhuǎn)頻繁，成本高難以推廣[5]。針對上述問題，本課題組研制一種新型便攜式木材絞盤機，具有重量輕、體積小的優(yōu)勢，可充分代替人力進行集材作業(yè)，同時可為索道運材作輔助的抽集作業(yè)，將索道周圍的木材抽集到承載索兩側(cè)橫向小集中，擴大收集范圍，提高索道運材效率，減少拆轉(zhuǎn)次數(shù)，降低運材效率。

便攜式木材絞盤機在工作時，卷筒離合器根據(jù)需要可以隨時控制動力的分離和接合，同時可用作安全裝置，是防止機器過載的裝置。當(dāng)前通用的離合器包括剪切式、牙嵌式、滾珠式和摩擦式4種，小型機械設(shè)備多采用牙嵌式離合器。絞盤機在伐區(qū)生產(chǎn)性試驗過程中，拖行的木材遇到巨大的石塊或茂密的灌木叢時發(fā)生卡阻，致使其承受的荷載大于額定拉力，同時增大牙嵌式卷筒離合器的主動盤和從動盤的咬合力，造成離合器分離困難。目前，市面上流行的卷筒離合器解決這一問題的效果不理想，本研究運用Solid Works軟件輔助設(shè)計一種新型卷筒離合器，可提高便攜式木材絞盤機的集材效率[6]。

1 整體設(shè)計

原設(shè)計的牙嵌式離合器如圖1所示，它由兩個端面上有牙的半離合器組成，其中一個半離合器固定在主動軸上，另一半離合器用導(dǎo)向平鍵(或花鍵)與從動軸聯(lián)接，并通過操縱機構(gòu)軸向移動滑塊使其做軸向移動，從而起到離合作用。

在試驗過程中，牙嵌式離合器在工作轉(zhuǎn)矩作用下存在主從動嵌牙之間打滑或咬合過緊，停止工作時復(fù)位困難等缺點。常見的嵌合式離合器分為轉(zhuǎn)鍵嵌合式離合器、齒式離合器和牙嵌式離合器3種類型。轉(zhuǎn)鍵嵌合式離合器通過鍵來傳遞動力適用于軸與傳動件連接，主、從動部分在離合過程不需要軸向移動；齒式離合器利用一對可沿著軸向離合并具有相同齒數(shù)的內(nèi)外齒輪組成嵌合副來傳遞動力適宜用于轉(zhuǎn)速差不大，帶荷載進行結(jié)合，且傳遞轉(zhuǎn)矩較大的機械主傳動或變速機械的傳動軸系；牙嵌式離合器通過兩個端面上有牙的半離合器傳遞動力適合于靜止接合，或轉(zhuǎn)速差較小時接合，主要用于低速機械。設(shè)想綜合3類嵌式離合器的優(yōu)缺點設(shè)計新型的卷筒離合器，轉(zhuǎn)鍵嵌合式離合器通過鍵傳遞動力，主從動部分需要軸向移動；齒式離合器利用可軸向移動的內(nèi)外齒輪嚙合來傳遞動力[7]。結(jié)合牙嵌式離合器的結(jié)構(gòu)及工作原理，尋找一種合理的結(jié)構(gòu)來代替牙嵌式離合器核心部件：牙嵌軸與牙嵌套。參考轉(zhuǎn)鍵離合器的特點，用圓柱銷和圓孔的嵌合代替牙嵌式離合器牙嵌軸與牙嵌套的嵌合，新型結(jié)構(gòu)如圖2所示。

注：1.牙嵌軸；2.牙嵌套；3.推桿；4.撥桿。

新型卷筒離合器(圖2)由卷筒1、從動孔盤2、離合器套3、主動圓柱銷盤4、支架5和撥桿6所組成。動力輸出軸穿過卷筒1、從動孔盤2與離合器套3通過平鍵固定。從動孔盤2與卷筒焊接；離合器套3設(shè)有內(nèi)定位槽與外定位槽與主動圓柱銷盤4設(shè)置的定位滾珠，進行離合器分離與接合的定位；支架5固定卷筒離合器；撥桿6實現(xiàn)離合器主動圓柱銷盤4軸向滑動；圓柱銷盤上的圓柱銷為單獨的零件通過過盈配合裝配在圓柱銷盤上。

(a)平面圖Ichnograph (b)剖面圖Profile chart

新型卷筒離合器工作時，撥桿6帶動主動圓柱銷盤4進行軸向滑動，卷筒旋轉(zhuǎn)帶動從動孔盤旋轉(zhuǎn)，低速運轉(zhuǎn)下主動盤的圓柱銷進入從動盤銷孔內(nèi)實現(xiàn)離合器接合，從而將動力傳遞至卷筒。絞盤機進行卸材時，撥桿6帶動主動圓柱銷盤4進行軸向滑動，主動盤的圓柱銷脫離從動盤銷孔實現(xiàn)離合器分離。當(dāng)載荷超過額定拉力時，通過皮帶輪打滑或發(fā)動機熄火進行過載保護。

1.1 三維建模

利用Solid Works軟件分別對新型卷筒離合器的核心零部件從動盤、圓柱銷盤和離合器套進行建模,卷筒離合器核心零件三維圖如圖3所示，新型離合器撥叉與支架的三維圖如圖4(a)和圖4(b)所示，新型卷筒離合器裝配圖如圖4(c)所示。

(a)從動盤Slave-driven disk (b)圓柱銷盤Cylinder pin disk (c)離合器套Clutch sleeve

(a)撥叉Shifting fork (b)支架Bracket (c)新型卷筒離合器裝配圖New reel clutch

1.2 強度校核

新型卷筒離合器的主要承載部分是焊接在卷筒側(cè)壁板上的從動盤，以及套裝在動力輸出軸上的主動圓柱銷盤和離合器套。利用Solid Works中的仿真(Simulation)插件對其結(jié)構(gòu)進行有限元分析，校核其強度是否符合絞盤機工作要求[8-10]。根據(jù)絞盤機的工作特性，發(fā)動機的輸出功率達到最大時，牽引力也達到最大。當(dāng)發(fā)動機的輸出功率達到最大，此時外界荷載仍大于絞盤機的額定牽引力時，皮帶輪發(fā)生打滑來自動切斷動力輸出，所以卷筒離合器工作的最不利狀態(tài)為發(fā)動機輸出功率達到最大時。

1.2.1 荷載計算 先計算動力由發(fā)動機傳遞至卷筒離合器的效率η；在已知絞盤機的發(fā)動機輸出最大功率(p)為2.6 kW，最大轉(zhuǎn)速(n)為6 000 r·min-1的條件下，計算經(jīng)過皮帶輪傳動以及減速器減速后傳遞至卷筒離合器的轉(zhuǎn)速(n離)；然后計算最大轉(zhuǎn)矩T，最后計算轉(zhuǎn)矩Tc。

η=η1η24η32η4η5

(1)

式中：η1為三角帶傳動效率；η2為傳動軸承的傳動效率；η3為圓柱齒輪傳動效率；η4為聯(lián)軸器的傳動效率；η5為卷筒傳遞效率。

n離=n/i總

(2)

式中：n為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)速(r·min-1)；i總為絞盤機總傳動比。

T=9.55×106·p離/n離

(3)

式中：p離=pη。

Tc=KT

(4)

式中：T為穩(wěn)定運轉(zhuǎn)的最大轉(zhuǎn)矩；K為工況系數(shù)。

1.2.2 定義參數(shù) 當(dāng)卷筒離合器接合時，離合器套與主動銷盤的受力是一致的，因此不分析主動銷盤的圓柱銷和離合器套接合部分的受力；圓柱銷與從動盤接合部分，以及從動盤為易損壞構(gòu)件，著重對其進行受力分析。

利用Solid Works的Simulation插件，建立新算法，定義材料，添加材料為45號鋼(轉(zhuǎn)速不高且荷載不大的離合器)彈性模量2.09×105MPa、泊松比0.269、密度7.89×103kg·m-3，屈服極限355 MPa。

設(shè)置邊界條件，進行網(wǎng)格劃分及載荷添加，生成有限元模型如圖5(a)所示，單元大小為1.692 mm，單元總數(shù)為81 068，節(jié)總數(shù)為54 110。最后運算模型獲得變形比例因子為真實比例1∶1的應(yīng)力圖[圖5(b)]和位移圖[圖5(c)][8-10]。由圖5(b)可知，從動盤受到的最大應(yīng)力為182.8 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服強度355 MPa，同時小于材料的許用應(yīng)力236.7 MPa(安全系數(shù)為1.5)；從圖5(c)可知，從動盤的最大變形位移為4.96×10-3mm，變形可以忽略不計，所以從動盤的設(shè)計符合強度和剛度要求。

(a)有限元模型Finite element model (b)應(yīng)力圖Stress diagram (c)位移圖Displacement diagram

同理，對圓柱銷與從動盤接合部分進行有限元分析。定義圓柱銷的材料為45CrNiMoV，彈性模量2.14×105MPa、泊松比0.29、密度7.83×103kg·m-3，屈服極限1 374 MPa。其余操作參照從動盤的分析步驟，得出有限元模型[圖6(a)]：單元大小為1.817 mm，單元總數(shù)為54 210，節(jié)總數(shù)為82 017。

從圓柱銷盤與從動盤接合部分受力圖[圖6(b)]可知，圓柱銷與從動盤接合部分受到最大應(yīng)力為878.7 MPa，遠(yuǎn)小于材料屈服強度1 374 MPa，同時小于材料的許用應(yīng)力916 MPa(安全系數(shù)為1.5)；從圓柱銷盤與從動盤接合部分位移圖[圖6(c)]可知，圓柱銷與從動盤接合部分的最大變形位移為2.326×10-2mm，變形可以忽略不計，所以圓柱銷的設(shè)計符合強度和剛度要求。圓柱銷盤的材料和從動盤均選用45號鋼，所以圓柱銷盤的設(shè)計符合強度和剛度要求。通過上述分析得出：從動盤和圓柱銷盤的設(shè)計符合要求。

(a)有限元模型Finite element model (b)應(yīng)力圖Stress diagram (c)位移圖Displacement diagram

2 改進設(shè)計

將新型卷筒離合器安裝在便攜式木材絞盤機中進行試驗，發(fā)現(xiàn)當(dāng)絞盤機發(fā)生卡阻時，由于圓柱銷與銷孔之間接觸應(yīng)力過大導(dǎo)致軸向滑動的摩擦阻力較大，造成離合器分離困難，操作費力且不便，同時，圓柱銷和從動盤的孔對中不夠順暢。根據(jù)便攜式絞盤機卷筒離合器的工作特點，其承受的是單向荷載，絞盤機工作時圓柱銷盤是按一個固定方向旋轉(zhuǎn)的，通過拔叉帶動圓柱銷盤軸向移動和靜止的從動盤接合，考慮到這種接合類似齒輪嚙合，齒輪嚙合是主動齒輪的齒頂先與從動齒輪的齒頂接觸再與齒根接觸完成嚙合。齒輪嚙合是一個由松到緊的過程，根據(jù)這一特性，考慮該卷筒離合器參照這種接合模式，將從動孔盤中相間的孔直徑加大2 mm，做兩個圓的內(nèi)切圓和外切圓變?yōu)閺膭佣嗫仔D(zhuǎn)盤，通過Solid Works建模如圖7(a)，與主動銷盤配合如圖7(b)。根據(jù)卷筒離合器的結(jié)構(gòu)特點命名為“多孔旋轉(zhuǎn)圓柱式卷筒離合器”。

(a)從動多孔旋轉(zhuǎn)盤 (b)主動與從動盤配合

多孔旋轉(zhuǎn)圓柱式卷筒離合器工作時，撥桿帶動主動多圓柱銷盤進行軸向滑動，卷筒旋轉(zhuǎn)帶動從動多旋轉(zhuǎn)孔盤旋轉(zhuǎn)，大孔至小孔方向?qū)崿F(xiàn)離合器接合，小孔至大孔方向?qū)崿F(xiàn)離合器分離。圓柱銷和大孔或小孔這種半開放式的接合方式，減少了圓柱銷和旋轉(zhuǎn)孔之間的接觸面積，從而減小軸向滑動的摩擦阻力；圓柱銷從大孔到小孔之間的旋轉(zhuǎn)距離，對離合器的接合起到一定的緩沖作用；圓柱銷從小孔旋轉(zhuǎn)至大孔，圓柱銷和旋轉(zhuǎn)孔之間的接觸面積逐漸減小，摩擦阻力逐漸變小，離合器分離越發(fā)容易。

3 試驗驗證

3.1 試驗設(shè)備

試驗使用3臺便攜式絞盤機如圖8所示，3種機型的動力相同，分別安裝旋轉(zhuǎn)柱銷式卷筒離合器、傳統(tǒng)型牙嵌式卷筒離合器和柱銷式卷筒離合器。

(a)旋轉(zhuǎn)柱銷式卷筒離合器 (b)牙嵌式卷筒離合器 (c)柱銷式卷筒離合器

3.2 試驗設(shè)計

模擬卡阻現(xiàn)象，記錄卡阻情況下分離卷筒離合器的最快時間和最大拉力，重復(fù)10組試驗。試驗設(shè)計如圖9所示，將便攜式木材絞盤機四端固定，啟動運行至卡阻熄火，通過數(shù)顯拉力機記錄此時的最大拉力，同時用秒表記錄卷筒離合器的分離時間(人力分離)。

3.3 數(shù)據(jù)分析

3臺木材絞盤機10組試驗平均最大拉力分別為：4.03、4.02和4.09kN，分離的平均時長為：14.63、10.34和6.63s。從表1的數(shù)據(jù)看，3臺木材絞盤機的平均最大拉力比例為1∶1∶0.98，表明3臺木材絞盤機的平均最大拉力基本一致；旋轉(zhuǎn)柱銷式卷筒離合器平均分離時間比柱銷式卷筒離合器節(jié)省3.71s、比牙嵌式卷筒離合器節(jié)省8s。試驗結(jié)果表明，在同等試驗條件下，旋轉(zhuǎn)柱銷式卷筒離合器的分離性能優(yōu)于柱銷式卷筒離合器和牙嵌式卷筒離合器。

圖9 卷筒離合器卡阻試驗Figure 9 Jamming test of the reel clutch

表1 不同類型便攜式絞盤機實測數(shù)據(jù)Table 1 Measured data of different types of portable winch

4 小結(jié)

利用便攜式木材絞盤機進行木材生產(chǎn)試驗的過程中，卷筒離合器在分離與接合時容易出現(xiàn)卡阻現(xiàn)象，從而影響集材生產(chǎn)效率?；赟olid Works軟件構(gòu)建卷筒離合器三維模型，利用有限元分析方法驗證其強度和剛度是否達到設(shè)計要求，該方法可有效縮短了卷筒離合器設(shè)計的設(shè)計周期。現(xiàn)場試驗分析結(jié)果表明，3臺便攜式木材絞盤機在相同卡阻條件下，旋轉(zhuǎn)柱銷式卷筒離合器平均分離時間比柱銷式卷筒離合器節(jié)省3.71 s、比牙嵌式卷筒離合器節(jié)省8 s，表明新設(shè)計的多孔旋轉(zhuǎn)圓柱式卷筒離合器能有效提升絞盤機在卡阻情況下卷筒離合器的分離速度，提高便攜式木材絞盤機的適用性和生產(chǎn)效率。