應急救援裝備小型手扶式運輸車動力傳動系統參數匹配與結構設計

杜波， 王建華， 殷鷹， 胡園園， 陳娟， 毛丹（

1.四川省特種設備檢驗研究院，成都610061;2.西華大學 汽車與交通學院,成都610039;3.四川省消防總隊眉山市消防支隊,四川眉山 620020）

0 引言

近幾年來，我國西部地區自然災害頻發，造成了慘重的人員傷亡以及巨大的經濟損失。發生自然災害的地區往往是一些地勢復雜、交通欠發達的貧困偏遠地區[1-2]。一旦主干道路受阻，大型救援專業設備將無法快速運抵災區現場。此時，消防救援官兵只能以人力背運或擔架搬運的方式攜帶一些應急救援裝備，沿著一些狹窄的山間小路以徒步的方式挺進災區。但長距離的負重步行會增加士兵負擔、消耗體能，將嚴重影響到搶險救援的有效實施。因此，有必要開發一種能在復雜道路上（如：狹窄鄉村小道、坑洼路面、陡長坡道等）輔助消防官兵運輸應急救援裝備小型運輸工具。以減輕消防官兵的負擔，節省體能，提高部隊應急搶險救援的能力。

國外應急救援裝備運輸工具研發較早，如美國山貓機械公司開發的多功能小型滑移轉向裝載機體型小巧、重量輕、機動性強、結構堅固、適用條件廣泛，該機裝備了功能多樣的救援工具，能在非公路、惡劣地形條件下展開各種運輸、援助、挖掘等任務[3]。日本研制成功一種自動消防裝備運輸車，該車通過遙控自動行駛，可超近距離地停靠在火場，適用于危險環境下的消防任務[4]。總的來說，國外應急救援裝備運輸車朝著小型化、功能多樣化、智能化方向發展。

國內一些汽摩企業先后成功開發了救援裝備全地形四輪運輸車、救援裝備三輪摩托車等救援裝備運輸工具，具有體積小巧、機動靈活、易操作、適應性強等特點，可用于城市巷道、建筑物密集區域的搶險中救援裝備運輸的任務[5-7]。但在偏遠地區十分狹窄的山間小道上難于完成運輸救援裝備的任務。同時，一些基層消防部隊技術人員也在積極探索適用于偏遠地區應急救援裝備運輸工具，如將獨輪車（俗稱“雞公車”）改裝成應急救援裝備運輸車，具有靈活、小巧的特點，適用于狹窄山間小道的運輸任務，但由于采用人力驅動，對士兵體能消耗較大。

本文在對目前各種現有小型運輸車進行對比分析的基礎上，設計了一種基于發動機后置前驅的應急救援裝備小型手扶式運輸車布置方案。并對車輛動力傳動系統參數進行了匹配。結合SolidWorks三維建模軟件，對應急救援裝備小型手扶式運輸車的結構進行了詳細設計。為解決偏遠地區復雜道路上應急救援裝備運輸問題提供一種有效途徑。

1 小型手扶式運輸車總體布置方案

由于運輸車需要在山區狹窄小道上行駛，車輪布置形式是關鍵。目前各種現有的小型運輸車車輪布置方案有四輪式、正三輪式、倒三輪式、橫向兩輪式、縱向兩輪式、獨輪式6種類型，如圖1所示。

圖1 各種小型運輸車車輪布置方案

四輪式運行平穩、轉向輕便，但整備質量大、結構復雜。正三輪式、倒三輪式運行平穩、整備質量相對較輕、轉向機構簡單。橫向兩輪式平穩性較好、整備質量更輕，但轉向性能較差，以上幾種布置方案由于具有一定寬度的輪距，限制了其在山區狹窄小道上的使用。縱向兩輪式通過性強、轉向方便。獨輪式靈活、通過性強。這兩種布置方案適合于山區狹窄小道運輸，但平衡性較差，需要人力來保持車輛平衡。

小型運輸車駕駛員的操作形式有手扶式和方向盤操作兩種形式。方向盤式比手扶式更省力，但由于運輸車行駛的路況比較復雜，同時也為了操作人員的安全，手扶式更適合。

小型運輸車驅動方式有發動機前置前驅、發動機后置后驅、發動機后置前驅等幾種，發動機前置前驅使整車質心前移，并且不方便加油。發動機后置后驅使整車質心后移。發動機后置前驅整車質量分布均勻，并且加油、啟動均方便。

綜上所述，通過對現有小型運輸車布置方案對比分析，將正三輪式和獨輪式進行綜合，本文設計了一種基于發動機后置前驅的應急救援裝備小型手扶式運輸車布置方案，如圖2所示。

圖2 小型手扶式運輸車布置方案

該小型運輸車以發動機為動力，前輪驅動，后兩輪為萬向輪，起輔助作用。該車采用三輪行駛時，運行平穩。在遇到狹窄的道路時，可將后兩輪折疊，實現獨輪驅動行駛。

2 小型手扶式運輸車動力傳動系統參數匹配

運輸車性能在很大程度上取決于發動機與傳動系的合理匹配，運輸車的動力性能指標主要包括最高車速、最大爬坡度和加速時間[8]。本文設計的小型運輸車動力性能目標參數如表1所示。

運輸車動力傳動系統參數匹配主要包括發動機與傳動系速比參數計算，具體計算過程如下。

表1 整車動力性能指標

2.1 發動機峰值功率

1）以最高車速行駛時所需功率Pe1。

即車輛在良好水平路面上以最高車速umax直線運行時所需的最大功率，其計算公式如下：

式中：G為車輛整備質量;f為滾動阻力系數;A為車輛迎風面積;CD為空氣阻力系數;ηt為傳動系統的效率。

2）以最大爬坡度行駛時所需功率Pe2。

即車輛在良好路面上以一定的速度爬上最大坡度路面所需的最大功率。其計算公式如下：

式中：αmax為最大爬坡度；ua為車輛爬坡速度。

3）加速過程中所需功率Pe3。

即車輛原地起步加速過程中所需的最大功率，根據車輛行駛功率方程式，加速過程中所需功率為

車輛加速運行過程并非勻加速過程，公式（3）的速度不能直接用加速末了時刻的速度ut。可采用文獻[9]中提供的公式進行計算：

式中：ut為車輛加速末了時刻的速度;tt為車輛的加速時間;δ為旋轉質量換算系數。

運輸車行駛過程中所需的動力全部來自發動機，因此，所需發動機功率應同時滿足車輛運行過程最高車速、最大爬坡性能及最大加速性能所需的功率[10]。即發動機最大功率需滿足：Pemax≥max（Pe1,Pe2,Pe3）。

將整車參數帶入上式后，計算可得發動機最大功率為Pemax≥1.6 kW。根據市面上所提供的發動機類型，最終選擇一款二沖程通用汽油機作為小型運輸車動力源。其具體參數如表2所示。

表2 二沖程通用汽油機參數

2.2 傳動系速比計算

運輸車傳動系參數設計的原則是在滿足車輛動力性要求的同時，所選部件質量輕、體積小。為了滿足車輛的動力性能，設置兩個減速比，即最大傳動比imax和最小傳動比imin。

1）最大傳動比imax。確定最大傳動比時，需要考慮車輛最大爬坡度和車輛最低穩定車速的要求。根據發動機峰值轉矩和車輛最大爬坡度，可得傳動系最大傳動比為

式中：r為車輪半徑；Temax為發動機最大輸出轉矩。

根據最低穩定車速的要求可得傳動系最大傳動比為

式中：nmin為發動機怠速轉速；umin為車輛最低穩定車速。

2）最小傳動比imin。最小傳動比的選擇應該保證車輛能達到預先設計的最高車速。根據發動機最高轉速和車輛的最高車速，可得傳動系最小傳動比為

式中：nemax為發動機的最高轉速；umax為車輛最高車速。

將已知參數帶入公式（5）～（7）后，可得，imin≤87.2；129.7≤imax≤135.7。初步選擇運輸車的最小傳動比imin為85，最大傳動比imax為133。

由于所計算的傳動比較大，考慮到整車總體布置的方便，以及減輕變速器重量，將運輸車的傳動系統分為三級傳動，第一級采用蝸桿蝸輪減速器，第二級為兩擋變速器，第三級為鏈傳動。傳動系總的傳動比可表示為

式中：iz為傳動系總的傳動比;ig為變速器速比;io為主減速器速比;ic為鏈傳動速比。

根據所提供的蝸桿渦輪減速器類型，選擇其速比io=50。根據鏈傳動的常用范圍，選擇鏈傳動的速比ic=1.385。從而，變速器一擋傳動比ig1=1.92，二擋傳動比ig2=1.26。

根據匹配的發動機和傳動系參數以及整車參數，運用Matlab語言編制計算程序[11]，對運輸車的動力性進行計算，結果如圖3～圖5所示。從圖3～圖5可知，運輸車動力性能計算結果滿足表1中的整車性能要求，說明發動機和傳動系統的參數匹配設計是合理的。

圖3 驅動力-行駛阻力圖

圖4 爬坡度圖

圖5 0～7 km/h加速時間曲線

3 小型手扶式運輸車結構設計

由于要求設計的運輸車具備拆裝方便的功能。因此，運用模塊化方法，將運輸車分解成動力傳動系統、車架、車扶手及輔助輪和驅動輪4個模塊。下面結合SolidWorks軟件[12]，對每個模塊的結構設計進行詳細闡述。

1）動力傳動系統設計。小型運輸車動力傳動系統由發動機、蝸桿蝸輪主減速器、兩擋變速器和鏈條鏈輪組成。動力傳動系統中，除變速器之外，其余部件均為標準件，可在市場上購買。本文從減輕變速器質量、簡化變速器結構、便于制造方面考慮，自主設計了兩擋手動變速器，其換擋機構采用直齒滑動齒輪形式[13]。其配齒參數如表3所示。表中齒輪均采用標準直齒圓柱齒輪，齒頂高系數取1，頂隙系數取0.25。

齒輪材料選取20CrMnTi，采用滲碳淬火熱處理。對齒輪接觸和彎曲強度進行校核[14]，計算結果如表4所示。從表4中可以看出，I擋和II擋齒輪副的接觸強度和彎曲強度均滿足要求。

表3 齒輪參數

表4 齒輪強度計算

運用SolidWorks軟件建立兩擋滑齒式手動變速器的三維模型[15]，如圖6所示。

圖6 兩擋直齒滑齒式手動變速器

設計的動力傳動系統總成如圖7所示。圖7中，發動機輸出軸與蝸桿蝸輪減速器的輸入端連接，蝸桿蝸輪減速器的輸出端連接變速器的輸入軸。發動機殼體、蝸桿蝸輪減速器殼體和變速器殼體分別通過螺栓固連在連接板上，連接板與車架通過螺栓固結。主動鏈輪與變速器輸出軸連接，通過鏈條將動力轉遞給從動鏈輪（見圖10）。

圖7 動力傳動系統總成

圖8 車架設計

2）車架設計。從整車輕量化角度開展車架設計，如圖8所示。圖8中車架采用邊梁式結構形式，縱、橫梁截面均采用矩形方鋼管，這樣既保證承載質量，又有利于減輕車架重量。另外，在車架四周設計了護欄，其中，前邊、左邊和右邊護欄設計成伸縮式結構形式，以容納體積較大的救援裝備。左右兩側護欄的伸縮通過改變卡銷的安裝位置來實現，前護欄伸縮先松開螺栓，然后滑動前護欄來進行調整。除此之外，車架底部和車架后部還分別設計了與驅動輪、車扶手的連接板。

3）車扶手及輔助輪設計。車扶手及輔助輪的設計如圖9所示。車扶手以圓管為基本構件，通過折彎成型，車扶手頂部作為操縱人員的操縱部位，并在右側車扶手頂部安裝油門把手，車扶手中間部位焊接連接板，連接板采用螺栓與車架的連接板相連。此外，連接板還可增加車扶手的強度。車扶手底部U字型接頭與輔助萬向輪通過兩個螺栓相連，擰下U字型接頭最下端的一顆螺栓后，萬向輪可向上旋轉一定角度，然后將萬向輪上的連接片與車架底部的連接底座連接，從而實現了后兩輪折疊，前驅動輪獨輪行駛。此時，車架底部U字型接頭還可用于支撐。

圖9 車扶手及輔助輪設計

圖10 驅動輪總成設計

4）驅動輪總成設計。驅動輪總成設計如圖10所示。驅動輪輪胎采用18X9.5-8寸全地形摩托車真空輪胎,鋁合金輪轂。具有重量輕，承載能力強的特點。車輪輪轂通過平鍵與驅動軸連接，輪軸兩端通過軸承座與車架的連接元件連接，車架支撐在驅動輪軸上。驅動輪軸一側端部安裝從動鏈輪。

圖11 小型手扶式運輸車三維模型

將所設計的動力傳動系統、車架、車扶手及輔助輪、驅動輪總成4個模塊在SolidWorks軟件平臺中進行裝配，最終得到應急救援消防裝備運輸車三維模型，如圖11所示。該小型運輸車具有重量輕、可快速拆裝、行駛方式靈活等優點。

4 結論

1）設計了一種基于發動機后置前驅的應急救援裝備小型手扶式運輸車布置方案。2）根據預先制定的車輛性能指標，對車輛動力傳動系統參數進行了匹配，并通過Matab語言編制計算程序對運輸車的動力性能計算，驗證了參數匹配的合理性。3）運用模塊化方法，將運輸車分解成動力傳動系統、車架、車扶手及輔助輪和驅動輪四個模塊。對每個模塊進行了詳細的結構設計，最終建立了應急救援裝備小型手扶式運輸車整車三維模型。該運輸車的設計開發為解決偏遠地區復雜道路上應急救援裝備運輸問題提供了一種有效途徑。

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