肖 超,李 偉,叢日平

(山西航天清華裝備有限責(zé)任公司 技術(shù)中心，山西 長治 046000)

0 引言

專業(yè)、便捷、可靠的車載大噸位牽引系統(tǒng)是越野車有效、安全地對遇險車輛實施救援的前提和基礎(chǔ)。為使遇險(掉溝、淤陷、翻車、故障等)的車輛迅速脫離險情，需要合理配置液壓絞盤牽引系統(tǒng)，實施搶險應(yīng)急救援。

液壓絞盤作為輪式車輛搶險應(yīng)急救援的重要車載保障裝置，科學(xué)合理地對鋼絲繩拖拽力性能指標(biāo)、絞盤安裝座強度以及絞盤在運載底盤的安裝布局等方面進行綜合權(quán)衡設(shè)計，才能使液壓絞盤的拖拽與牽引施救作業(yè)功能發(fā)揮出最佳功效[1]。本文以某型號越野車為研究對象,設(shè)計了一種車載大噸位液壓絞盤牽引系統(tǒng)，對液壓絞盤牽引能力進行了計算分析，并借助有限元技術(shù)，對復(fù)雜工況下的安裝座結(jié)構(gòu)強度進行了仿真分析。

1 液壓絞盤系統(tǒng)設(shè)計

1.1 液壓絞盤安裝位置及結(jié)構(gòu)

液壓絞盤在某型越野車的安裝位置主要從以下幾方面考慮：①液壓絞盤的鋼絲繩繞進或繞出絞盤卷筒時，其偏離螺旋槽兩側(cè)的角度一般不大于3.5°[2]；②為保證拖拽施救時鋼絲繩不出現(xiàn)亂繩現(xiàn)象以及具有足夠的出繩角度，可以考慮將大噸位牽引力液壓絞盤安裝在越野車中間靠近駕駛室位置；③應(yīng)選用強度≥10.9級的螺栓，將液壓絞盤與絞盤安裝座進行螺接固定；④與其他裝置協(xié)調(diào)布局，絞盤與隨車起重機、工具箱等裝置之間應(yīng)該留有足夠的安全距離，且不影響液壓管路、電線等器件的空間布置。綜合考慮某越野車整車結(jié)構(gòu)布局、拖救作業(yè)環(huán)境以及作業(yè)流程等，采用下出繩方式的液壓絞盤，并通過導(dǎo)向輪改變鋼絲繩方向后進行拖拽施救，液壓絞盤安裝位置 如圖1所示。采用絞盤最外層鋼絲繩拖拽施救時安裝座受力最大，如圖2所示。

圖1 液壓絞盤安裝位置 圖2 絞盤受力最大位置

該液壓絞盤牽引系統(tǒng)主要通過發(fā)動機→離合器→變速器→取力器→液壓泵等器件將液壓系統(tǒng)的能量轉(zhuǎn)化為馬達轉(zhuǎn)動的能量，并經(jīng)過減速器大幅度放大后帶動絞盤卷筒將鋼絲繩拉緊，進而達到鋼絲繩的額定拉力，最終對遇險車輛進行拖拽、牽引等施救作業(yè)。通過控制閥的不同位置，液壓馬達可以正轉(zhuǎn)或反轉(zhuǎn)，實現(xiàn)高低速收放繩功能。

1.2 主要技術(shù)參數(shù)

液壓絞盤牽引系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 液壓絞盤牽引系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)

2 液壓絞盤匹配性計算

2.1 液壓馬達扭矩校核計算

絞盤第一層鋼絲繩工作時需要克服的扭矩為：

(1)

將相關(guān)數(shù)值代入式(1)計算得：T1=69 720 N·m。

液壓馬達的驅(qū)動扭矩為：

(2)

其中：η為減速器效率，η=0.93。將相關(guān)數(shù)值代入式(2)計算得：T2=287 N·m。

液壓馬達的輸出扭矩為：

(3)

其中：ηm1為液壓馬達機械效率，ηm1=0.9。將相關(guān)數(shù)值代入式(3)計算得：T3=315.13 N·m。

液壓馬達的輸出扭矩T3>液壓馬達驅(qū)動扭矩T2，因此扭矩設(shè)計合理。

2.2 液壓馬達流量校核計算

由第一層鋼絲繩速度計算可得液壓馬達的轉(zhuǎn)速為：

(4)

將相關(guān)數(shù)值代入式(4)計算得：nm=1 000(r/min)。

液壓馬達的流量為：

(5)

其中：ηv為液壓馬達容積效率，ηv=0.92。將相關(guān)數(shù)值代入式(5)計算得：Qm=95.65 L/min。

該型越野車選擇的液壓泵為丹佛斯負載敏感泵，其理論排量為145 mL/r，工作壓力為35 MPa，油泵流量為210 L/min，大于液壓馬達的流量，因此，液壓泵能夠滿足系統(tǒng)的流量要求。

2.3 發(fā)動機轉(zhuǎn)速校核計算

由油泵實際輸出流量等于馬達流量可以確定油泵的轉(zhuǎn)速：

(6)

其中：qb為油泵排量，qb=145 mL/r；ηmb為油泵機械效率，ηmb=0.92；ηvb為油泵容積效率，ηvb=0.92。將相關(guān)數(shù)值代入式(6)計算得：nb=717 r/min。

為保證油泵有足夠的流量，在取力器總速比一定的條件下，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速為：

na=i取×nb.

(7)

其中：i取為底盤取力器的傳動比，i取=0.8。將相關(guān)數(shù)值代入式(7)計算得：na=573.6 r/min。

保證鋼絲繩具有額定的速度時，所需的發(fā)動機轉(zhuǎn)速為573.6 r/min，遠遠小于發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速2 200 r/min,滿足要求。

2.4 功率校核計算

液壓絞盤的負載功率為：

(8)

其中：η0為總傳遞效率，η0=0.8。將相關(guān)數(shù)值代入式(8)計算得：P1=35 kW。

取力器輸出功率為：

(9)

其中：T取為取力器許用扭矩，T取=700 N·m；η01為取力器的傳動效率，η01=0.8。將相關(guān)數(shù)值代入式(9)計算得：P2=65.7 kW。

由于P2>P1，可知取力器具有較大的儲備功率，能夠滿足絞盤使用要求。

3 有限元分析

GJB 82A《軍用汽車液壓傳動絞盤規(guī)范》3.1.10中規(guī)定，液壓絞盤過載拉力為標(biāo)定拉力的1.25倍，按350 kN對絞盤安裝座進行強度分析。

(10)

其中：σs為材料的屈服極限；σb為材料的抗拉強度；n為強度安全系數(shù)。

鋼板HG785D的屈服極限為685 MPa，抗拉強度極限為785 MPa。綜合考慮車載液壓絞盤在牽引、拖拽救援等作業(yè)工況下所受到的沖擊和振動等環(huán)境條件，選擇1.48的強度安全系數(shù)。將相關(guān)數(shù)值代入式(10)計算得：[σ]HG785D=417 MPa。

忽略絞盤鋼絲繩與卷筒繩槽之間的滑動摩擦力，同時忽略鋼絲繩在卷筒繩槽內(nèi)偏移以及鋼絲繩自身的卷繞阻力[4]，在副車架和絞盤安裝座的螺栓連接處添加約束邊界并沿鋼絲繩出繩方向施加載荷F1=280 kN后進行仿真分析，其結(jié)果如圖3、圖4所示。

圖3 絞盤安裝座的應(yīng)力云圖

圖4 絞盤安裝座的總變形云圖

由圖3、圖4可以看出：絞盤安裝座最大應(yīng)力為529 MPa，位于絞盤安裝座和副車架縱梁連接處，此處應(yīng)力集中，工程實際中該處通過焊縫進行連接，可消除應(yīng)力集中，故不予考慮；最大變形為1.2 mm，滿足結(jié)構(gòu)強度需求。

4 結(jié)語

通過對液壓絞盤性能匹配性計算及分析，車載液壓絞盤牽引系統(tǒng)所選技術(shù)參數(shù)滿足整車自救、互救的使用要求，絞盤安裝座結(jié)構(gòu)設(shè)計滿足強度需求。