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引言

岸橋俯仰機(jī)構(gòu)和鋼絲繩纏繞系統(tǒng)的俯仰功能作用，其一是船上高度超過前大梁箱體底面（高度限定值）時，前大梁仰起，避免船體及其上裝載的集裝箱堆垛與前大梁發(fā)生碰撞；其二是臺風(fēng)季節(jié)仰起并借助安全鉤系統(tǒng)剛性固定岸橋前大梁，以提高抗風(fēng)能力。仰起前大梁的動作由俯仰機(jī)構(gòu)、鋼絲繩纏繞分系統(tǒng)和上鉸點組成的俯仰系統(tǒng)來完成。俯仰傳動過程是機(jī)房內(nèi)俯仰機(jī)構(gòu)的電機(jī)驅(qū)動減速箱，減速箱輸出轉(zhuǎn)矩，聯(lián)軸器帶動卷筒進(jìn)行轉(zhuǎn)動，鋼絲繩逐漸纏繞在卷筒上。鋼絲繩牽引前大梁上的定滑輪組，使得前大梁繞上鉸點逆時針轉(zhuǎn)動，這是仰起動作；反之，將鋼絲繩從卷筒上釋放，前大梁繞上鉸點順時針轉(zhuǎn)動就會引起大梁向下俯降。

俯仰卷筒聯(lián)軸器主要有兩種：鼓形齒式聯(lián)軸器和滾柱耦合聯(lián)軸器。為了從實際運行效果上優(yōu)化聯(lián)軸器的選型，岸橋制造基地隨機(jī)選取47臺岸橋的俯仰系統(tǒng)運行情況進(jìn)行匯總統(tǒng)計。統(tǒng)計結(jié)果表明，有20臺俯仰機(jī)構(gòu)中的低速聯(lián)軸器傳動時存在明顯傳動噪聲，占比可達(dá)42%，成為影響項目發(fā)運周期和制造節(jié)點產(chǎn)值實現(xiàn)的瓶頸因素之一。為從根本上解決該問題，本文聚焦俯仰機(jī)構(gòu)聯(lián)軸器的選型、力學(xué)計算和裝配過程進(jìn)行分析，并針對目前多數(shù)岸橋采用的鼓形齒式聯(lián)軸器制訂應(yīng)對措施。

1、卷筒聯(lián)軸器的選型和安裝

1.1 鼓形齒式聯(lián)軸器

1.1.1 結(jié)構(gòu)形式和組成

鼓形齒式聯(lián)軸器屬于一種剛性聯(lián)軸器。鼓形齒的特點為球面的外齒、球面中心在齒輪軸線上，齒側(cè)間隙較一般直齒輪大。鼓形齒式聯(lián)軸器相對于早期的直齒聯(lián)軸器允許較大的角位移，可以改善齒的接觸條件，提高傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，延長使用壽命。在岸橋領(lǐng)域主要用于連接俯仰機(jī)構(gòu)的減速箱輸出軸與鋼絲繩卷筒，既能傳遞轉(zhuǎn)矩，又能承受徑向載荷，工作溫度-25～80 ℃。鼓形齒式聯(lián)軸器主要由外齒軸套1、內(nèi)齒圈2、內(nèi)端蓋3、外法蘭4、外端蓋5、齒面磨損指示器6和承載環(huán)7等零件組成，如圖1所示。其中，承載環(huán)位于外齒的軸向外側(cè)，且為一整環(huán)結(jié)構(gòu)，與外齒軸套之間通過過盈配合連接。

1.1.2 安裝要求

整體式承載環(huán)的鼓形齒式聯(lián)軸器要求在運行工況下，卷筒中心線與減速箱低速軸中心線之間夾角小于10′。這個要求在卷筒不受外載荷情況下是能夠達(dá)到的；但在大梁俯仰時，卷筒受到沿切線方向的拉力，用百分表測量卷筒端面上下左右相互垂直的4個象限點，發(fā)現(xiàn)軸向變化0.63 mm。經(jīng)反三角函數(shù)求解角度計算，得出卷筒中心線與減速箱低速軸中心線之間的夾角變化約2.2′。可以推導(dǎo)出，鼓形齒式聯(lián)軸器在不受外載荷時需符合夾角不大于7.8′的要求。

1.1.3 傳動的復(fù)雜性

齒式聯(lián)軸器從安裝到精度合格，需要大量調(diào)整軸向和徑向的中心線。軸向偏差在傳動中能產(chǎn)生相當(dāng)大的附加力。附加力使軸變形，變形的軸在轉(zhuǎn)動過程中會產(chǎn)生交變彎曲應(yīng)力，導(dǎo)致軸的金屬材料疲勞；齒輪的齒承受額外的軸向分力載荷、軸向滑移，齒輪軸向間隙為零或者軸向過盈，在機(jī)構(gòu)初期運行中，內(nèi)外齒的嚙合會產(chǎn)生“格格格"的不順暢噪聲，長期運行必然對齒輪齒造成損傷。

1.1.4 檢測手段的局限性

由于齒輪嚙合在聯(lián)軸器和卷筒內(nèi)部，沒有非拆解的技術(shù)手段直接測量實際嚙合線長度、齒根間隙、齒面間隙、承載環(huán)間隙等關(guān)鍵數(shù)據(jù)，從而不能直接根據(jù)測量數(shù)據(jù)和計算重合度來判定齒輪嚙合是否正常。

1.1.5 優(yōu)點

鼓形齒式聯(lián)軸器的優(yōu)點在于加工工藝成熟，精度穩(wěn)定，價格不高，性價比較高，故在岸橋機(jī)構(gòu)上被廣泛應(yīng)用。

1.2 滾柱耦合聯(lián)軸器

1.2.1 結(jié)構(gòu)形式和組成

滾柱耦合聯(lián)軸器是齒式聯(lián)軸器進(jìn)一步發(fā)展、完善的新型號，已被多年的機(jī)構(gòu)運行證明了其優(yōu)良的工作性能。滾柱耦合聯(lián)軸器由軸套1、殼體2、內(nèi)端蓋3、外法蘭4、齒面磨損指示器5、止推環(huán)6、壓環(huán)7和滾柱8等零件組成，如圖2所示。

1.2.2 傳動原理

滾柱耦合聯(lián)軸器通過在軸套和殼體的兩個半圓耦合孔中的滾柱來傳遞轉(zhuǎn)矩并承受徑向力，兼起調(diào)心軸承的作用，可補(bǔ)償減速器的輸出軸與卷筒軸兩中心線之間的角位移。其構(gòu)成和機(jī)理與彈性柱銷齒式聯(lián)軸器相類似。為增加滾柱與耦合孔的接觸硬度，滾柱的表面經(jīng)淬火處理。聯(lián)軸器的外法蘭和卷筒法蘭之間使用10.9級高強(qiáng)度螺栓連接，依靠摩擦力壓緊法蘭面，轉(zhuǎn)矩通過這個摩擦力傳遞到鋼絲繩卷筒。

1.2.3 傳動特點

滾柱耦合聯(lián)軸器不僅能傳遞扭矩，而且能承受較大的徑向載荷，具有以下特點：

（1）滾柱與耦合的圓弧面嚙合、滑動，滾柱與耦合的槽孔軸向有1.4 mm間隙。該結(jié)構(gòu)特點可以安全承受較大的底部徑向載荷，并且允許較低的彎曲負(fù)荷。補(bǔ)償軸中心線的夾角可達(dá)±1°，起到“自動補(bǔ)償"的調(diào)心作用。軸向中心線錯位范圍在3～8 mm。在實際應(yīng)用中，采用滾柱耦合聯(lián)軸器的俯仰機(jī)構(gòu)罕有傳動問題，占比僅有1%～2%，應(yīng)對措施與齒式聯(lián)軸器一致。

（2）對鼓形齒輪的漸開線嚙合和滾柱耦合的圓弧面嚙合的齒根彎曲應(yīng)力進(jìn)行比較，因相鄰槽孔之間的圓弧面母材寬度a大于齒根寬度b，故彎曲應(yīng)力明顯降低，如圖3所示。

（3）載荷的側(cè)向分力使耦合孔的接觸面局部加工硬化，從而使孔面更加耐磨。

（4）在較大范圍內(nèi)滾柱承受扭矩和徑向載荷引起的壓彎應(yīng)力，而孔并不承受這種應(yīng)力。這種設(shè)計排除了因壓彎應(yīng)力導(dǎo)致的斷裂風(fēng)險。

1.3 兩種聯(lián)軸器的受力和彎矩分析

1.3.1 鼓形齒式聯(lián)軸器的力學(xué)計算

在對鼓形齒式聯(lián)軸器進(jìn)行受力分析時，把卷筒、聯(lián)軸器、減速箱軸簡化為一根簡支梁。承載環(huán)由一個鉸接頭代替，兩處軸承支撐和一處承載環(huán)支撐，卷筒受到兩根鋼絲繩施加的拉力，受力簡圖、剪力圖和彎矩圖如圖4所示。三個支反力和兩個已知外力構(gòu)成超靜定問題，且超靜定次數(shù)為一次。彎矩發(fā)生在齒輪軸的m-m截面上。

應(yīng)用靜力學(xué)方程和卡氏定理求解全部支反力，計算過程如下：

靜力學(xué)方程：

M_a=F₁×L+F₂×23.3L–R_b×23.8L–R_c×25.8L=0 （1）

將F₁=F₂=153 kN代入式（1），求得：

R_b=156.2-1.1R_c （2）

R_a+R_b+R_c=306 （3）

將R_b代入式（3），求得：

R_a=149.8+0.1R_c （4）

式中：M_a為對于支點a的彎矩；F₁、F₂為鋼絲繩1和鋼絲繩2施加于卷筒上的外力，大小相等且為153 kN，方向相同；R_b為支點b處的支反力；R_c為支點c處的支反力；L為鋼絲繩1中心至支點a的長度，為簡化計算，設(shè)為當(dāng)量長度；23.3L為鋼絲繩2中心至支點a的長度；23.8L為支反力R_b至支點a的長度；25.8L為支反力R_c至支點a的長度，長度單位均為米。

梁分為a—1段、1—2段、2—b段和b—c段4個區(qū)間。

列a—1段的彎矩方程，設(shè)a—1段任意截面距支點a為x，保留左側(cè)段并代入式（4），則：

M(x)=-R_ax=-(149.8+0.1R_c)x （5）

列1—2段的彎矩方程，設(shè)1—2段任意截面距F₁作用點為y，保留左側(cè)段并代入式（4），則：

M(y)=-R_a(L+y)+F₁y=-(149.8+0.1R_c)(L+y）+153y（6）

列2—b段的彎矩方程，設(shè)2—b段任意截面距支點b為z，保留右側(cè)段并代入式（2），

則：

M(z)=-R_bz–R_c(2L+z)=(1.1R_c-156.2)z–R_c(2L+z) （7）

列b—c段的彎矩方程，設(shè)b—c段任意截面距支點c為s，保留右側(cè)段，則：

M(s)=-R_cs （8）

對式(5)(6)(7)和(8)分別求偏導(dǎo)：

?M(x)/?R_c=-0.1x （9）

?M(y)/?R_c=-0.1(L+y) （10）

?M(z)/?R_c=0.1z-2L （11）

?M(s)/?R_c=-s （12）

由卡氏定理得補(bǔ)充微積分方程：

式(13)代入式(5)～(12)，得R_c=41.8 kN，R_a=153.98 kN，R_b=110.22 kN，M(z)=-159.61L kNm。

1.3.2 滾柱耦合聯(lián)軸器的力學(xué)計算

與鼓形齒式聯(lián)軸器不同，滾柱耦合聯(lián)軸器受力分析時，滾柱將梁分為兩段。聯(lián)軸器的卷筒一側(cè)和減速箱一側(cè)分別視為兩根簡支梁，每根梁上受兩個支反力和一個已知外力構(gòu)成靜平衡力系，受力簡圖、剪力圖和彎矩圖如圖5所示。

對于滾柱耦合聯(lián)軸器的簡支梁，應(yīng)用靜力學(xué)方程求解出全部支反力。

聯(lián)軸器左段：

對支點b的彎矩：

M_b=-R_a×23.3L+F₁×22.3L=0 （14）

將F₁=153 kN代入式（14），求得：R_a≈146.4 kN。

Ra+Rb=306 （15）

將R_a=146.4 kN代入式（15），求得：R_b=159.6 kN。

聯(lián)軸器右段：

M_d=R_b×2.5L-R_c×2L=0 （16）

將R_b=159.6 kN代入式（16），求得：R_c=199.5 kN。

R_c+R_d=R_b （17）

將R_c=199.5 kN、R_b=159.6 kN代入（17），求得：R_d=-39.9 kN。

列b—c段的彎矩方程：

M（z）=-R_b×0.5L （18）

將R_b=159.6 kN代入式（18），得：M_c=-79.8L kNm，故在截面m-m彎矩減小約一半。

式中：M_b為對于支點b的彎矩；M_d為對于支點d的彎矩；R_d為支點d處的支反力；22.3L為鋼絲繩1中心至支點b的長度；2.5L為支反力R_b至支點d的長度；2L為支反力R_c至支點d的長度，其余符號含義和單位同前。

對于給定的相同鋼絲繩載荷，前者彎矩發(fā)生在鼓形齒式聯(lián)軸器的承載環(huán)上；后者不是在滾柱耦合聯(lián)軸器上，而是發(fā)生在卷筒鋼絲繩受力點和減速箱低速軸軸承上，且彎矩減小約一半。優(yōu)化設(shè)計可以大大減小結(jié)構(gòu)尺寸，滿足用戶重量輕、安裝空間小的要求。相比鼓形齒式聯(lián)軸器，軸套的寬度尺寸減少1/2左右，聯(lián)軸器殼體外形寬度僅有鼓形齒式聯(lián)軸器的15%左右。

從以上兩種聯(lián)軸器的對比可以看出，滾柱耦合聯(lián)軸器性能優(yōu)良，安裝簡便，使用壽命長。但目前國內(nèi)制造商因其材料和加工精度要求高，加工設(shè)備、工藝復(fù)雜，幾乎沒有生產(chǎn)。岸橋制造 商只能依賴進(jìn)口，價格居高不下，限制了其在岸橋上的廣泛應(yīng)用。

1.4 用聯(lián)軸器的主要參數(shù)復(fù)核

1.4.1 轉(zhuǎn)矩

依據(jù)馬達(dá)功率N、馬達(dá)轉(zhuǎn)速n、運行時間和工況常數(shù)C計算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩T_max，其必須小于聯(lián)軸器能提供的允許轉(zhuǎn)矩520 kNm。工況常數(shù)C按用戶碼頭工況（每俯仰一次需約12 min，每天平均6次）屬于1Bm級，取C=1.25。鋼絲繩的公稱抗拉強(qiáng)度1 960 N/mm²，馬達(dá)功率N=360 kW，卷筒轉(zhuǎn)速n=17.2 r/min，減速器傳動效率η=0.885。

計算公式為：

T_max=C×η×(N×9550)/n≈221.2 kNm＜520 kNm，故聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩滿足要求。

1.4.2 徑向載荷

根據(jù)工作載荷Q、卷筒重量和卷筒鋼絲繩重量G、纏繞系統(tǒng)滑輪傳動比i和效率η，計算徑向載荷F_max，必須小于聯(lián)軸器所能承受的徑向力355 kN。纏繞系統(tǒng)滑輪傳動比i=3，滑輪組效率η=0.91。

計算公式為：

F_max=(Q+G)/(i×η)=153 kN＜355 kN，故聯(lián)軸器徑向載荷滿足要求。

2鼓形齒式聯(lián)軸器傳動問題的原因

原因可能有：聯(lián)軸器裝配不準(zhǔn)確，機(jī)構(gòu)安裝底架梁彎曲，受載荷的長卷筒軸向彈性變形，卷筒的滾柱（或滾珠）軸承的高磨損，聯(lián)軸器外齒圈內(nèi)孔圓度和外齒軸套安裝孔圓度等，都會導(dǎo)致卷筒中心線與減速箱低速軸中心線之間夾角超差。

以聯(lián)軸器外齒圈內(nèi)孔圓度和外齒軸套安裝孔圓度為例進(jìn)行說明。拆下有運行噪聲的聯(lián)軸器，聯(lián)軸器外齒圈內(nèi)孔圓度超差0.1 mm左右，運行時失圓度肯定更大。卷筒的聯(lián)軸器外齒軸套安裝孔圓度檢查發(fā)現(xiàn)，卷筒內(nèi)孔也存在圓度超差。卷筒與聯(lián)軸器理論間隙僅為0.15 mm，強(qiáng)力安裝使聯(lián)軸器外齒套受到擠壓而變形。

3傳動問題處理的應(yīng)對方案

卷筒聯(lián)軸器的外齒圈內(nèi)孔圓度和卷筒與之相配合的安裝孔的圓度超差，是現(xiàn)場出現(xiàn)頻率較高的問題，可采取以下應(yīng)對措施：

3.1 聯(lián)軸器受載變形控制

重新校核聯(lián)軸器所能承受的軸向、徑向載荷，增加鼓形齒式聯(lián)軸器的齒面硬度和內(nèi)齒圈壁厚，放寬裝配配合間隙。卷筒在受載后卷筒中心線與聯(lián)軸器中心線的夾角變大，采用在卷筒軸承座下方增減墊板的厚度、微調(diào)卷筒的徑向位置兩種方法來補(bǔ)償?shù)窒@種變化。若不能優(yōu)化結(jié)構(gòu)，在設(shè)計階段宜采用滾柱耦合聯(lián)軸器。

3.2 俯仰機(jī)構(gòu)聯(lián)軸器裝配過程質(zhì)量控制

在安裝前、受載前和受載后的各階段實時測量聯(lián)軸器安裝孔、聯(lián)軸器內(nèi)孔、聯(lián)軸器外圓、俯仰卷筒與聯(lián)軸器相關(guān)配合間隙和中心線夾角，及時處理尺寸超差和配合超差，保證各尺寸和配合間隙符合圖紙要求。裝配聯(lián)軸器時嚴(yán)格按工藝規(guī)程操作，嚴(yán)禁施加外力強(qiáng)行裝配。

3.3 優(yōu)化卷筒機(jī)加工工藝

為保證俯仰卷筒的聯(lián)軸器安裝孔的圓度和公差，孔的加工工序調(diào)整到最后工序來完成，并且由一次加工到位優(yōu)化為粗加工和精加工兩道工序。雖然增加了一次加工卷筒的裝夾工作量，但縮短排裝工時約20%，減少了拆裝聯(lián)軸器、拋光配孔的工時，節(jié)約費用約5 000元/臺。卷筒上用于固定低速聯(lián)軸器的26個φ26螺栓孔，由用實心鉆頭鉆孔更換為用空心鉆頭，減少了鉆孔的切削熱量，有利于將孔的圓度和法蘭面的平整度控制在設(shè)計要求范圍內(nèi)。

4結(jié)語

集裝箱運輸船越來越向大型化發(fā)展，而十級及以上臺風(fēng)發(fā)生頻率逐漸增加，大型岸橋俯仰機(jī)構(gòu)的重要性和可靠性越發(fā)突顯。基于鼓形齒式聯(lián)軸器和滾柱耦合聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)特點和力學(xué)計算，滾柱耦合聯(lián)軸器對于俯仰卷筒受載角變形的“自動補(bǔ)償"作用明顯。相比之下，糾正聯(lián)軸器的傳動問題應(yīng)對措施工序復(fù)雜，耗時費力，成本較高。滾柱耦合聯(lián)軸器批量制造后可以取代鼓形齒式聯(lián)軸器。