周成軍，劉富萬(wàn)，周新年，巫志龍，吳傳宇，吳志昆

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

絞盤(pán)機(jī)卷筒牽引力可沿纜索的垂直方向和水平方向進(jìn)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(chē)和貯木場(chǎng)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(yùn)輸裝備相比，絞盤(pán)機(jī)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(shè)、城市健康步道施工中也得到廣泛應(yīng)用。

當(dāng)前我國(guó)林業(yè)裝備發(fā)展較為落后[5]，多數(shù)絞盤(pán)機(jī)存在質(zhì)量大、運(yùn)輸不便、受坡度限制和勞動(dòng)強(qiáng)度大等缺陷。由于我國(guó)林業(yè)生產(chǎn)方式的轉(zhuǎn)變，在撫育間伐生產(chǎn)中，林區(qū)地形復(fù)雜、集材便道狹窄[6]，傳統(tǒng)絞盤(pán)機(jī)耗油量高、操作復(fù)雜和轉(zhuǎn)運(yùn)不便等凸顯，且傳統(tǒng)絞盤(pán)機(jī)的卷筒離合器進(jìn)行離合操作時(shí)過(guò)于沉重，調(diào)節(jié)離合鋼帶和檢修杠桿機(jī)構(gòu)較為困難，造成使用傳統(tǒng)絞盤(pán)機(jī)的相對(duì)使用和維護(hù)成本偏高，使林業(yè)生產(chǎn)的生態(tài)效益和經(jīng)濟(jì)效益受到影響。針對(duì)這些問(wèn)題，設(shè)計(jì)新型無(wú)卷筒離合器輕型絞盤(pán)機(jī)，在傳統(tǒng)絞盤(pán)機(jī)的基礎(chǔ)上，更換動(dòng)力源，以便得到更大輸出并減少油耗；將卷筒離合器改進(jìn)為選筒機(jī)構(gòu)，方便操作；對(duì)整體布局進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，以達(dá)到緊湊布置、減小質(zhì)量、降低成本的目的。

1 總體布置及工作原理

本設(shè)計(jì)的輕型絞盤(pán)機(jī)由柴油機(jī)、皮帶傳動(dòng)、變速箱、鏈?zhǔn)铰?lián)軸器、正倒齒輪箱、選筒機(jī)構(gòu)、卷筒機(jī)構(gòu)、制動(dòng)操縱與機(jī)架等組成，如圖1所示。柴油機(jī)與變速箱設(shè)置皮帶傳動(dòng)，將動(dòng)力傳到變速箱。變速箱設(shè)置4個(gè)擋位，通過(guò)變速箱的減速增扭作用，將動(dòng)力通過(guò)鏈?zhǔn)铰?lián)軸器傳遞到正倒齒輪箱，可改變轉(zhuǎn)矩輸出方向，實(shí)現(xiàn)正、反向均具有多擋位的功能，使絞盤(pán)機(jī)的牽引和回空過(guò)程均可選擇最佳的傳動(dòng)比，提高了絞盤(pán)機(jī)的工作效率。由正倒齒輪箱花鍵軸將轉(zhuǎn)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(qū)動(dòng)起重、回空卷筒進(jìn)行工作。無(wú)卷筒離合器輕型絞盤(pán)機(jī)樣機(jī)實(shí)物圖見(jiàn)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?zhǔn)铰?lián)軸器(鏈齒輪)；8為變速箱；9為皮帶；10為柴油機(jī)；11為花鍵軸；12為選筒齒輪；13為座椅；14為制動(dòng)箱手柄；15為變速箱手柄；16為選筒撥叉桿；17為選筒機(jī)構(gòu)支架；18為機(jī)架；19為制動(dòng)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(wú)卷筒離合器輕型絞盤(pán)機(jī)示意圖及實(shí)物圖Figure 1 Structural diagrams and photograph of the light cable winch with a clutchless drum

2 絞盤(pán)機(jī)選筒機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

選筒機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求為在取消卷筒離合器后，將變速箱輸出的動(dòng)力可靠地傳遞至起重、回空卷筒，并完成動(dòng)力在不同卷筒中切換的功能。傳統(tǒng)絞盤(pán)機(jī)在傳動(dòng)系統(tǒng)中采用錐式或帶式卷筒離合器，通過(guò)液壓缸加壓，利用摩擦原理進(jìn)行傳動(dòng)，將變速箱輸出的動(dòng)力傳遞至卷筒，但卷筒離合器存在構(gòu)造及裝配復(fù)雜，傳動(dòng)效率低下，維護(hù)檢修較困難等缺點(diǎn)，該輕型絞盤(pán)機(jī)取消卷筒離合器總成，增加選筒機(jī)構(gòu)，利用選筒齒輪直接驅(qū)動(dòng)卷筒轉(zhuǎn)動(dòng)，機(jī)械傳動(dòng)方式使得傳動(dòng)更加直接可靠，傳動(dòng)效率高，簡(jiǎn)化了絞盤(pán)機(jī)結(jié)構(gòu)，降低整機(jī)質(zhì)量，取消傳動(dòng)系統(tǒng)中的液壓部件，避免出現(xiàn)一切與液壓油路有關(guān)的缺陷，同時(shí)，使用選筒操作更為簡(jiǎn)便。

選筒機(jī)構(gòu)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(guò)花鍵軸的選筒齒輪驅(qū)動(dòng)卷筒齒輪，從而將動(dòng)力傳動(dòng)至不同卷筒。選筒齒輪一側(cè)安裝有選筒撥叉桿端的撥叉環(huán)，可在選筒撥叉桿帶動(dòng)撥叉環(huán)沿花鍵軸軸向滑動(dòng)，實(shí)現(xiàn)與不同卷筒齒輪的嚙合，花鍵軸承載能力強(qiáng)，導(dǎo)向性好[7]，可以有效保證動(dòng)力的傳遞。在花鍵軸上設(shè)置空擋、接合起重卷筒和接合回空卷筒3個(gè)限位，由自鎖鋼球及自鎖彈簧構(gòu)成安全裝置[8]。選筒機(jī)構(gòu)置于空擋時(shí)，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(shí)無(wú)動(dòng)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(dòng)狀態(tài)?；乜站硗残璜@得動(dòng)力時(shí)，操縱選筒撥叉桿，使選筒齒輪沿花鍵軸向前移動(dòng)，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(dòng)力時(shí)，操縱選筒撥叉桿，使選筒齒輪沿花鍵軸向后移動(dòng)至空擋位置；起重卷筒需獲得動(dòng)力時(shí)，操縱選筒撥叉桿，使選筒齒輪沿花鍵軸向后移動(dòng)，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(dòng)力時(shí)，操縱選筒撥叉桿，使選筒齒輪沿花鍵軸向前移動(dòng)至空擋位置。由于絞盤(pán)機(jī)進(jìn)行不同工作卷筒切換時(shí)，均需在卷筒停止轉(zhuǎn)動(dòng)后進(jìn)行，即此時(shí)卷筒直齒齒輪也停止旋轉(zhuǎn)，因此，為簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，提升絞盤(pán)機(jī)輕量化水平，在選筒機(jī)構(gòu)中不設(shè)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(shí)齒輪順暢接合。選筒機(jī)構(gòu)安裝方便，制造工藝簡(jiǎn)單，具備充足軸端空間，從而既可有效減少生產(chǎn)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(jī)構(gòu)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(jī)構(gòu)三維模型Figure 3 Three-dimensional model of the reel selection mechanism

2.1 選筒花鍵軸尺寸設(shè)計(jì)

為保證選筒機(jī)構(gòu)具有操作空間且不與卷筒和機(jī)架發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比要求，設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)齒寬為50mm，水平滑動(dòng)距離為160mm，兩個(gè)卷筒齒輪的水平投影間設(shè)計(jì)60mm空隙，多余出10mm讓選筒齒輪在不與卷筒齒輪嚙合時(shí)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(zhǎng)562mm，兩端花鍵分度圓直徑分別為48和44mm。

圖 4 選筒機(jī)構(gòu)實(shí)物Figure 4 Reel selection mechanism圖 5 選筒齒輪與花鍵軸結(jié)構(gòu)(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(qiáng)度校核

在變速箱工作時(shí)，花鍵軸可能由于發(fā)動(dòng)機(jī)突然啟動(dòng)或停止而受到?jīng)_擊，沖擊傳遞至花鍵軸齒面，因此，側(cè)重分析只傳遞轉(zhuǎn)矩的圓截面軸的強(qiáng)度條件是否滿(mǎn)足工作條件[9]。其強(qiáng)度條件為[10]：

τ=T/WT=9.55×106P/(0.2d3n)≤[τ]

(1)

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

開(kāi)式齒輪要保證齒輪傳動(dòng)不出現(xiàn)輪齒折斷應(yīng)滿(mǎn)足強(qiáng)度條件為[12]：

σF≤[σF]

(2)

式中：σF為齒根危險(xiǎn)截面的彎曲應(yīng)力(MPa)； [σF]為許用彎曲應(yīng)力(MPa)。 輸入齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，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(wú)特殊要求，選用8級(jí)精度。根據(jù)輪齒彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算公式：

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

(3)

式中：K為齒形系數(shù)，K=2；YFa為應(yīng)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(shí)驗(yàn)輪齒失效概率為1/100時(shí)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。可求得：

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

輸入齒輪與輸出齒輪滿(mǎn)足強(qiáng)度校核要求。

3 主要傳動(dòng)部件設(shè)計(jì)

該無(wú)卷筒離合器輕型絞盤(pán)機(jī)動(dòng)力傳遞路徑為發(fā)動(dòng)機(jī)-變速器-正倒齒輪箱-選筒機(jī)構(gòu)-工作卷筒。為盡可能縮小絞盤(pán)機(jī)縱向空間，提高絞盤(pán)機(jī)的靈活性和轉(zhuǎn)運(yùn)便利性，將發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱平行布置，通過(guò)V帶進(jìn)行動(dòng)力傳遞；考慮絞盤(pán)機(jī)在工作過(guò)程中的振動(dòng)、變形較大，為提高傳動(dòng)系統(tǒng)寬容度，在變速器和正倒齒輪箱之間采用鏈?zhǔn)铰?lián)軸器傳動(dòng)。

3.1 變速機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)比確定

絞盤(pán)機(jī)各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比，見(jiàn)表1。絞盤(pán)機(jī)設(shè)計(jì)最大起重量為2 t，采用CJ22(ZS1115)柴油機(jī)，功率為16.18 kW，轉(zhuǎn)速為2 200 r·min-1，質(zhì)量為185 kg。變速箱采用NJ130變速箱，最大輸入轉(zhuǎn)矩為240 N·m，額定轉(zhuǎn)速為2 800 r·min-1，中心距為108.86 mm。

傳動(dòng)系統(tǒng)為三級(jí)減速，第一級(jí)為變速箱傳動(dòng)，第二級(jí)為正倒齒輪箱傳動(dòng)，第三級(jí)為選筒機(jī)構(gòu)齒輪傳動(dòng)。由于卷筒轉(zhuǎn)速較低，而發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速較高，總傳動(dòng)比較大，經(jīng)計(jì)算分析，當(dāng)絞盤(pán)機(jī)處于倒擋工作時(shí)，所有桿件處于轉(zhuǎn)矩最大，即最危險(xiǎn)狀況，此時(shí)卷筒轉(zhuǎn)速為37 r·min-1，最大傳動(dòng)比為59.46。

表 1 絞盤(pán)機(jī)各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比Table 1 Transmission ratio of the winch

正倒齒輪箱通過(guò)雙排鏈?zhǔn)铰?lián)軸器與變速箱相連，利用3個(gè)圓錐齒輪常嚙合傳動(dòng)，動(dòng)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(gè)大圓錐齒輪間輸出軸的花鍵上裝有一個(gè)可以左右滑動(dòng)的接合套，通過(guò)操縱桿移動(dòng)接合套與左右兩側(cè)大圓錐齒輪內(nèi)側(cè)的接合齒圈嚙合，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的正反轉(zhuǎn)，如圖6所示。輸出軸采用花鍵軸，其上動(dòng)力由雙排鏈?zhǔn)铰?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(gè)大圓錐齒輪間輸出軸的花鍵上裝有一個(gè)可以左右滑動(dòng)的接合套4。當(dāng)接合套4與不同的大圓錐齒輪內(nèi)側(cè)的內(nèi)嚙合齒輪嚙合時(shí)，輸出軸即可獲得不同方向的轉(zhuǎn)動(dòng)。

3.2 鏈?zhǔn)铰?lián)軸器設(shè)計(jì)

注：1為鏈?zhǔn)铰?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(kāi)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(dòng)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(dòng)，由于絞盤(pán)機(jī)在安裝和使用過(guò)程中受到磨損和變形等原因使軸線(xiàn)位置精度較差，因此，選用具備位移補(bǔ)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(zhǎng)與結(jié)構(gòu)形式要與被連接軸互相匹配，所選聯(lián)軸器應(yīng)保證如下轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)和轉(zhuǎn)速(r·min-1)；T為聯(lián)軸器傳遞的名義轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩(N·m)和許用轉(zhuǎn)速(r·min-1)。

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

TC=KAT=2.3×549.89=1264.75 N·m

根據(jù)計(jì)算所得轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用GL9型滾子鏈聯(lián)軸器(圖7)，公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩1 600 N·m，不裝殼罩下許用轉(zhuǎn)速400 r·min-1，節(jié)距25.40，齒數(shù)20。

4 絞盤(pán)機(jī)卷筒設(shè)計(jì)

4.1 基于Matlab的卷筒優(yōu)化設(shè)計(jì)

在設(shè)計(jì)中，為進(jìn)一步減小卷筒在絞盤(pán)機(jī)質(zhì)量中所占的比重，降低絞盤(pán)機(jī)自重，提高其靈活性和輕便性，對(duì)卷筒進(jìn)行了輕量化設(shè)計(jì)。以卷筒體積為目標(biāo)函數(shù)，以卷筒直徑和卷筒壁厚為設(shè)計(jì)變量，得到優(yōu)化公式：

圖 7 GL9型鏈?zhǔn)铰?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(jì)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(yīng)力(MPa)；A1為應(yīng)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(yīng)力(MPa)，灰鑄鐵為300 MPa。利用Matlab編制優(yōu)化程序，輸出計(jì)算結(jié)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(jìn)行幾何清理，同時(shí)去掉內(nèi)部軸與軸承配合結(jié)構(gòu)，將分析重點(diǎn)集中在對(duì)卷筒壁受力上，減少薄壁結(jié)構(gòu)實(shí)體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分的復(fù)雜程度，便于正確快速地生成精確網(wǎng)格[14]。通過(guò)Simulation插件對(duì)簡(jiǎn)化卷筒模型進(jìn)行分析[15]，對(duì)卷筒進(jìn)行自動(dòng)網(wǎng)格劃分及修正，總計(jì)20 312個(gè)單元，將卷筒平行于軸剖面設(shè)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(yīng)力出現(xiàn)在卷筒內(nèi)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(qiáng)度300 MPa，滿(mǎn)足強(qiáng)度條件。

5 絞盤(pán)機(jī)性能分析

我國(guó)目前常用中小型絞盤(pán)機(jī)的技術(shù)性能，見(jiàn)表2[3]。 絞盤(pán)機(jī)動(dòng)力源主要采用柴油機(jī)、汽油機(jī)和電動(dòng)機(jī)，為提高可比性，選擇采用柴油機(jī)為動(dòng)力的4種典型絞盤(pán)機(jī)，從功率、提升力、牽引力、牽引速度、容繩量與自重、生產(chǎn)成本等方面。

表 2 中小型絞盤(pán)機(jī)系列的技術(shù)性能Table 2 Technical performance of small and medium winches

5.1 絞盤(pán)機(jī)功率

傳統(tǒng)絞盤(pán)機(jī)的功率范圍在8.8～20 kW，本絞盤(pán)機(jī)配置16.18 kW柴油機(jī)，處于中上水平，能夠滿(mǎn)足集運(yùn)較大中徑級(jí)木材生產(chǎn)，也可應(yīng)用于小礦山、采石場(chǎng)、小水利、電力和路橋施工等的纜索起重運(yùn)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(jī)在典型索道絞盤(pán)機(jī)總體動(dòng)力學(xué)分析的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了主機(jī)選型及功率匹配，并充分考慮一機(jī)多用、速度和經(jīng)濟(jì)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(duì)比樣機(jī)中為最大，起重與回空速度可在0.5～4 m·s-1范圍內(nèi)進(jìn)行變化，可以實(shí)現(xiàn)正、反多個(gè)擋位的速比選擇，是對(duì)比機(jī)型中擋位數(shù)最多的絞盤(pán)機(jī)，可以滿(mǎn)足絕大多數(shù)作業(yè)要求。

5.3 容繩量與絞盤(pán)機(jī)自重

設(shè)計(jì)鋼絲繩直徑12 mm，容繩量400 m，在對(duì)比機(jī)型中處于中下水平。未設(shè)計(jì)較大容繩量的原因是目前我國(guó)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(diǎn)，集材范圍一般不超過(guò)500 m，設(shè)計(jì)較小的容繩量可以避免過(guò)大的工作卷筒及過(guò)長(zhǎng)的鋼絲繩帶來(lái)的體積和重量負(fù)擔(dān)。本機(jī)自重為7.8 kN，遠(yuǎn)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(diǎn)。

5.4 木材生產(chǎn)成本

本機(jī)型在安徽省涇縣、浙江省遂昌縣與青田縣等地先后進(jìn)行試驗(yàn)，如圖8所示，并配合使用穿輪配重輕型跑車(chē)投入生產(chǎn)[16]。生產(chǎn)數(shù)據(jù)表明，集材過(guò)程中，單車(chē)往返時(shí)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(mǎn)足設(shè)計(jì)要求和生產(chǎn)工藝要求；裝車(chē)時(shí)，單車(chē)載量為2～2.5 m3，每車(chē)原木裝載時(shí)間30～40 min，單位木材生產(chǎn)成本23.68 元·m-3，與JS3-2型絞盤(pán)機(jī)相比下降43%～53%，與手工集材相比下降40%～48%。

6 討論與結(jié)論

圖 8 絞盤(pán)機(jī)現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)Figure 8 Winch test

本設(shè)計(jì)的無(wú)卷筒離合器輕型絞盤(pán)機(jī)功率16.18 kW，轉(zhuǎn)矩70.24 N·m，最大傳動(dòng)比59.46(卷筒轉(zhuǎn)速37 r·min-1，重新設(shè)計(jì)布局絞盤(pán)機(jī)，取消了傳統(tǒng)的錐式或帶式卷筒離合器，通過(guò)增設(shè)采用齒輪傳動(dòng)的選筒機(jī)構(gòu)，提高了傳動(dòng)效率和工作可靠性，降低了絞盤(pán)機(jī)卷筒接合與分離時(shí)的操作難度，降低了維護(hù)保養(yǎng)的復(fù)雜程度；設(shè)計(jì)了正倒齒輪箱，實(shí)現(xiàn)絞盤(pán)機(jī)在正反兩個(gè)方向均具有多個(gè)擋位的傳動(dòng)比，提高了絞盤(pán)機(jī)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(bǔ)償兩者在工作時(shí)可能發(fā)生的中心位移偏差。利用Matlab及Solidworks軟件，對(duì)卷筒進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)后卷筒直徑為220 mm，壁厚12 mm，在體積最小化前提下滿(mǎn)足工作強(qiáng)度需求，使絞盤(pán)機(jī)輕量化水平得到進(jìn)一步提高。無(wú)卷筒離合器輕型絞盤(pán)機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊、布局合理、效率高、操作安全可靠性強(qiáng)，能夠有效降低生產(chǎn)成本，目前已在我國(guó)多地得到推廣應(yīng)用。