吳傳宇, 周成軍, 周新年, 張正雄, 張火明, 林　敏

(1.福建農(nóng)林大學(xué)交通與土木工程學(xué)院，福建 福州 350002；2.福建省漳平五一國有林場，福建 漳平 364400)

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集材絞盤機新型摩擦卷筒試驗與仿真分析

吳傳宇1, 周成軍1, 周新年1, 張正雄1, 張火明2, 林敏2

(1.福建農(nóng)林大學(xué)交通與土木工程學(xué)院，福建 福州 350002；2.福建省漳平五一國有林場，福建 漳平 364400)

針對傳統(tǒng)摩擦卷筒牽引力較小的缺點，進行力學(xué)和仿真分析及模型試驗研究，結(jié)果表明：將集材絞盤機牽引卷筒設(shè)計成帶V型環(huán)槽的摩擦卷筒，可以顯著提高當(dāng)量摩擦系數(shù)和集材牽引力，從而取代纏繞卷筒，大大減小卷筒結(jié)構(gòu)尺寸，實現(xiàn)絞盤機輕型化；摩擦卷筒牽引力的大小與V型環(huán)槽的楔角成反比.通過二次擬合建立摩擦卷筒V型槽楔角與牽引力關(guān)系的經(jīng)驗公式.

絞盤機; 摩擦卷筒; V型環(huán)槽; 模型試驗; 摩擦系數(shù)

由于架空索道集材具有適應(yīng)性強、對地表破壞作用小、有利于環(huán)境保護等諸多優(yōu)點，長期以來在我國南方山地林區(qū)采伐作業(yè)中成為一種重要的集材方式[1,2].絞盤機作為架空索道集材系統(tǒng)的動力裝置，其性能對索道集材的經(jīng)濟、生態(tài)和社會效益具有重要影響.傳統(tǒng)的絞盤機普遍采用纏繞卷筒結(jié)構(gòu)，受卷筒容繩量的影響，其體積龐大、笨重，使得其在現(xiàn)有人工林采伐生產(chǎn)中的推廣應(yīng)用受到很大限制，難以充分發(fā)揮索道集材的優(yōu)勢[3,4].因此，如何解決絞盤機結(jié)構(gòu)的輕型化，促進架空索道在人工林采伐生產(chǎn)中的應(yīng)用，是當(dāng)前林業(yè)生產(chǎn)裝備研究中迫切需要解決的一個重要課題[5].

絞盤機的卷筒結(jié)構(gòu)主要有2種類型，即纏繞卷筒和摩擦卷筒.由于摩擦卷筒是依靠卷筒表面和繩纜的摩擦力來實現(xiàn)對繩纜的帶動，理論上不存在容繩量的問題.與纏繞卷筒相比，其體積可做得更小(卷筒體積可減小一半以上)，結(jié)構(gòu)更加緊湊.但如何保證摩擦卷筒具有足夠的摩擦牽引力，滿足索道集材的動力需求，則是摩擦卷筒優(yōu)化設(shè)計中需要解決的重要問題.本研究通過對常用絞盤機摩擦卷筒結(jié)構(gòu)的受力分析，以及對影響摩擦卷筒摩擦力(牽引力)大小的V型環(huán)槽的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進行仿真及模型試驗與分析，確定最佳參數(shù)，建立相應(yīng)的摩擦卷筒牽引力計算公式，完善V型環(huán)槽摩擦卷筒牽引力的計算方法，為絞盤機的卷筒結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計計算提供依據(jù)[6].

1　卷筒摩擦牽引力的影響因素

摩擦卷筒可分為單槽曲面摩擦卷筒和多環(huán)槽摩擦卷筒.傳統(tǒng)上多采用單槽曲面摩擦卷筒，其結(jié)構(gòu)簡單，可在單槽里纏繞0.5～6圈.多環(huán)槽摩擦卷筒可以顯著降低卷筒與繩纜的磨損，但制造過程相對復(fù)雜[7,8].

1.1影響摩擦牽引力的主要因素

影響摩擦卷筒牽引力的因素較多，主要包括材料摩擦系數(shù)、纏繞包角、摩擦副結(jié)構(gòu)設(shè)計、負載工作情況等[7].摩擦卷筒牽引力的常用公式[8]為：

F1=F2eμα

(1)

式中,F1表示緊邊拉力，即牽引力；F2表示松邊拉力；μ表示摩擦系數(shù)；α表示纏繞包角.

從式(1)可以看出，當(dāng)松邊拉力、繩纜纏繞包角和摩擦系數(shù)等參數(shù)中任一參數(shù)發(fā)生改變，牽引力均會隨之改變.

增大松邊拉力可以提高牽引力，但會使整個摩擦卷筒系統(tǒng)受到的拉力增大，導(dǎo)致整體結(jié)構(gòu)強度相應(yīng)提高.同樣，加大包角雖然可以提高牽引力，但會使摩擦卷筒的厚度增加，從而使其質(zhì)量增大.故這2種方法均不是最佳選擇，而提高摩擦卷筒牽引力的最好辦法是提高摩擦系數(shù).

提高摩擦系數(shù)的方法通常有2種：一種是選擇摩擦系數(shù)高的摩擦副；另一種是通過改進結(jié)構(gòu)提高其當(dāng)量摩擦系數(shù).由于摩擦系數(shù)高的摩擦副材料(如橡膠)磨損較大，使用壽命較短，所以提高當(dāng)量摩擦系數(shù)是提高摩擦卷筒牽引力的最佳途徑[9].

1.2提高摩擦卷筒牽引力的方法

可通過增大摩擦卷筒當(dāng)量摩擦系數(shù)來提高摩擦卷筒牽引力，為此，將摩擦卷筒設(shè)計成窄V型的輪槽，如圖1所示[10-13].由此可得當(dāng)量摩擦系數(shù)表達式如下：

(2)

則摩擦牽引力為：

F=2μN=μνQ

(3)

圖1　V型槽摩擦卷筒截面Fig.1　Cross-section of V-shaped friction roll

式中，Q表示鋼絲繩承受的徑向壓力；N表示鋼絲繩承受的輪槽施加的正壓力；F表示鋼絲繩摩擦牽引力；θ表示輪槽楔角；μν表示當(dāng)量摩擦系數(shù).

從式(3)可知，摩擦牽引力與當(dāng)量摩擦系數(shù)成正比.從式(2)可知，當(dāng)摩擦系數(shù)μ一定時，當(dāng)量摩擦系數(shù)μv與輪槽楔角成反比.

設(shè)摩擦系數(shù)μ=0.12，當(dāng)θ從10°增大到180°時，其當(dāng)量摩擦系數(shù)μv從0.58下降到0.12，減小約79.3%.由此可見， V型槽楔角對摩擦卷筒的當(dāng)量摩擦系數(shù)的影響很大，設(shè)計時可以通過合理減小V型槽楔角達到增大摩擦卷筒摩擦牽引力的目的.

2　卷筒輪槽的仿真分析

2.1有限元模型

卷筒為圓盤結(jié)構(gòu)，根據(jù)其結(jié)構(gòu)及受力對稱的特點，可取垂直于軸線的截面建立分析模型，材料選45#鋼，彈性模量206 MPa，泊松比0.3.如圖2所示.在ANSYS13.0中，選用PLANE182平面單元進行網(wǎng)格劃分.在卷筒與鋼絲接觸的位置建立接觸對，其中TARGE170是目標單元，覆蓋在卷筒內(nèi)表面；CONTA174是接觸單元，覆蓋在鋼絲繩外表面[14].

2.2約束與載荷

根據(jù)卷筒截面的受力特征，為方便施加載荷，在輪槽模型底面施加載荷N1，鋼絲繩模型x、y、z三向定位，輪槽模型側(cè)面y向定位.載荷和輪槽楔角等的變化如圖3所示.

圖2　有限元模型

圖3　有限元分析參數(shù)與分析值

2.3仿真結(jié)果分析

圖4　仿真摩擦應(yīng)力云圖Fig.4　Stress diagram of friction roll

從圖4可知，摩擦力只產(chǎn)生于鋼絲繩與卷筒輪槽的接觸點.如圖3所示，最大摩擦力與輪槽楔角及外加載荷N1有關(guān).在相同的載荷下，隨著輪槽楔角的增大，其最大摩擦力逐漸減?。磺逸d荷越大，楔角的影響越顯著.在保持楔角不變的前提下，隨著外加載荷N1的增大，其最大摩擦力也隨之增大.仿真結(jié)果與式(2)、式(3)的變化趨勢一致.

3　新型摩擦卷筒結(jié)構(gòu)模型試驗

3.1試驗裝置

采用模型試驗方法進行研究，卷筒與鋼絲繩摩擦副的摩擦系數(shù)為0.23.由式(3)可知，V型槽楔角越小，當(dāng)量摩擦系數(shù)越大.當(dāng)材料摩擦系數(shù)為0.23時，其摩擦角等于15°.若楔角太小(θ<30°)，則會導(dǎo)致鋼絲繩與卷筒的徑向角度小于摩擦角(圖1)，使得鋼絲繩與摩擦卷筒不能自然分離，加劇磨損[15].由圖3可知，當(dāng)楔角大于60°時，當(dāng)量摩擦系數(shù)隨楔角的變化趨于平緩.故試驗中選取楔角為30°～60°，每檔相差10°.

制作了縮小比例的V型環(huán)槽摩擦卷筒模型裝置(圖5)，由卷筒模型(45號鋼)、鋼絲繩(直徑3 mm)、松邊砝碼和拉力計組成.如卷筒模型軸向剖面圖，卷筒模型為直徑40 mm的圓柱體，在其表面平行分布4條截面楔角分別為30°、40°、50°、60°的V型環(huán)槽和1條平底環(huán)槽(楔角θ=180°).試驗加載采用砝碼，砝碼重為3～8 N，每個砝碼相差1 N.采用艾德堡HP-1K型拉力計對牽引力進行測量.

圖5　V型槽摩擦卷筒試驗?zāi)Ｐ?/p>

3.2試驗方法

試驗時鋼絲繩串過卷筒模型的1條環(huán)槽，一端固定砝碼，另一端與拉力計連接.逆時針轉(zhuǎn)動卷筒模型，分別記錄不同楔角下拉力計所測量的緊邊拉力.先做平底 (θ=180°) 環(huán)槽摩擦卷筒試驗，再做非平底(θ<180°) V型環(huán)槽摩擦卷筒試驗.在θ=50°、松邊拉力為7 N的條件下測得的緊邊拉力試驗值如圖6所示，試驗時拉力成跳躍式變化，但在一定范圍內(nèi)總趨勢平穩(wěn).由于傳感器滯后，第1次記錄值為0，故第2次開始記錄，以累計大于100次記錄值的平均值作為試驗值，試驗結(jié)果見表1.

圖6　楔角為50°時緊邊拉力試驗值

1)F1′表示緊邊拉力試驗值；F1″表示緊邊拉力計算值.

4　結(jié)果與分析

4.1牽引力與V型環(huán)槽摩擦卷筒楔角的關(guān)系

從表1中可以看出，傳統(tǒng)平底環(huán)槽摩擦卷筒的緊邊拉力均小于其他楔角(θ=30°～60°)時的緊邊拉力，與θ=30°時的緊邊拉力相差14.2倍，說明非平底V型環(huán)槽摩擦卷筒結(jié)構(gòu)的牽引力增大效果明顯.

在相同荷載下(如荷載=8 N)，緊邊拉力隨著V型環(huán)槽楔角的增大而減小，θ=60°時的緊邊拉力與θ=30°環(huán)槽時的緊邊拉力相差5.1倍.這主要是由于隨著楔角的增大，鋼絲繩與摩擦卷筒V型環(huán)槽的楔形效應(yīng)減小，摩擦力下降，從而導(dǎo)致牽引力下降.

4.2V型環(huán)槽摩擦卷筒的牽引力公式

如表1所示，只有當(dāng)θ=180°時牽引力試驗值與計算值相近，在其他情況下兩者相差較大.說明用于V帶(橡膠皮帶)的牽引力計算公式[式(1)]不適合鋼絲繩V型輪槽的牽引力計算.主要原因在于鋼絲繩為多股鋼絲擰繞而成的繩體，故其摩擦副接觸對的接觸過程都與V帶不同.因此，需要建立一個適合于鋼絲繩V型環(huán)槽摩擦卷筒牽引力的計算公式.

以30°楔角為例，將試驗結(jié)果繪于直角坐標上，得到散點圖(圖7).從圖7可以看出試驗數(shù)據(jù)分布接近指數(shù)函數(shù).以指數(shù)函數(shù)分布進行擬合，得到擬合曲線(圖8).其曲線方程表達式為：

(4)

圖7　30°楔角試驗值散點擬合圖

圖8　楔角系數(shù)散點擬合

表2不同楔角試驗值的回歸函數(shù)
Table 2Regression function of test values at various wedge angles

V型槽楔角/(°)30405060回歸函數(shù)F122.84e0.35x11.84e0.33x7.4e0.34x4.78e0.40x

指數(shù)函數(shù)的相關(guān)系數(shù)R2=0.95，說明指數(shù)函數(shù)與試驗數(shù)據(jù)的相關(guān)性好，所以選取指數(shù)函數(shù)作為回歸函數(shù).同理，可以得到θ=40°～60°的回歸函數(shù)(表2).從表2可以看出回歸函數(shù)的指數(shù)較接近，故取其平均值0.36x作為回歸函數(shù)的指數(shù)[16].

從表2可看出，指數(shù)函數(shù)的回歸系數(shù)隨著楔角的增大逐漸減小，為找出其變化規(guī)律，以各個系數(shù)為變量繪出散點圖(圖8)，散點分布較接近冪函數(shù)，故以冪函數(shù)進行擬合，得到回歸函數(shù)為：

Y=23.86X-1.11R2=0.99

(5)

式中,X為楔角角度，Y為指數(shù)函數(shù)系數(shù).

綜合式(4)和式(5)，得到V型槽摩擦卷筒的緊邊拉力回歸公式為

(6)

4.3回歸方程的精度檢驗

表3　緊邊拉力試驗值與計算值1)Table 3　Experimental and theoretical results of tight side tension

1)F2表示松邊拉力.

圖9　摩擦力的變化趨勢Fig.9　Comparisons on theoretical, stimulated and test values of friction at various wedge angles

為驗證回歸方程(式6)的顯著性，再次進行驗證試驗，試驗結(jié)果及計算值見表3.從表3可以得出，擬合方程計算值與驗證試驗值誤差均小于7%，完全可以滿足設(shè)計精度要求，故可以作為V型環(huán)槽摩擦卷筒設(shè)計的參考公式.

圖9為歸納公式、試驗及仿真分析的摩擦力趨勢圖.其中Ansys仿真分析時得出最大摩擦力與有限元模型相關(guān).為方便觀察3種摩擦力的變化規(guī)律，通過將理論計算值與試驗值的對比，將仿真值等比例縮小25倍.從圖9可見，歸納公式、試驗及仿真分析的摩擦力值隨輪槽楔角變化的趨勢一致，可見歸納公式合理，符合實際.

5　小結(jié)

將絞盤機牽引卷筒設(shè)計成V型環(huán)槽摩擦卷筒，通過理論分析、仿真分析和模型試驗，結(jié)果表明采用V型環(huán)槽摩擦卷筒，可以顯著地增加其當(dāng)量摩擦系數(shù)，提高牽引力.用摩擦卷筒代替纏繞卷筒可減小絞盤機的總體尺寸.

當(dāng)量摩擦系數(shù)和牽引力的增大與V型槽楔角大小有關(guān)，當(dāng)V型槽楔角從90°下降到10°時，其當(dāng)量摩擦系數(shù)成指數(shù)次方增加.通過二次擬合建立了V型環(huán)槽摩擦卷筒牽引力計算經(jīng)驗公式，經(jīng)過檢驗，該公式的計算值與試驗值誤差小于7%，完全可以滿足設(shè)計精度的要求.

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(責(zé)任編輯:葉濟蓉)

校園景色:

Design and simulation analysis on a new friction drum of forest yarder

WU Chuanyu1, ZHOU Chengjun1, ZHOU Xinnian1, ZHANG Zhengxiong1, ZHANG Huoming2, LIN Min2

(1.College of Transportation and Civil Engineering, Fujian Agriculture and Forestry University, Fuzhou, Fujian 350002, China;2.Zhangping Wuyi State-Owned Forestry Farm in Fujian Province, Zhangping, Fujian 364400, China)

To solve the problem of traditional yarder that is low in traction, a V-shaped groove was modified to friction roll based on mechanical analysis, and followed by simulation test to optimize the parameters for best performance. Result indicated the V-shaped groove increased the equivalent friction coefficient and traction of friction roll significantly. Traction was inversely proportional to the angle of V-shaped wedge, based on which an empirical equation between them was established according to quadratic fitting method. In conclusion, with smaller volume and lighter, weight V-shaped groove is likely to be an excellent alternative to traditional twined roll.

yard; friction reel; V-ring groove; model test; friction coefficient

2016-01-12

2016-07-16

國家自然科學(xué)基金資助項目(30972359)；福建農(nóng)林大學(xué)高水平大學(xué)建設(shè)項目(113-612014018)；福建省林業(yè)廳資助項目(閩林科[2013]5號K851310301)和[閩林科2014]2號)；漳平五一林場合作項目基金(KH1400850)；福建省教育廳資助項目(JB14009).

吳傳宇(1976-)，男，高級工程師，博士研究生.研究方向：林業(yè)機械化.Email:360626964@qq.com.通訊作者張正雄(1961-)，男，教授,博士.研究方向：森林作業(yè)與環(huán)境的影響.Email:627467445@qq.com.

S776.02

A

1671-5470(2016)05-0611-06

10.13323/j.cnki.j.fafu(nat.sci.).2016.05.022