岸橋俯仰卷筒聯(lián)軸器選型與傳動問題應對措施

摘 要：岸橋俯仰卷筒聯(lián)軸器主要有鼓形齒式聯(lián)軸器和滾柱耦合聯(lián)軸器兩種，各有特點和優(yōu)點，可依據(jù)聯(lián)軸器不同的結構特點和力學計算進行選型。為計算所能承受的載荷，建立一次超靜定的補充微積分方程，求解得出在相同外力下滾柱耦合聯(lián)軸器所受的彎矩小于鼓形齒式聯(lián)軸器的結果，再用轉(zhuǎn)矩和最大徑向載荷來校核。在大量實際應用中，鼓形齒式聯(lián)軸器在傳動時常常出現(xiàn)噪聲和齒面嚙合傷痕等外在問題，現(xiàn)有針對性地闡述了所采取的復雜的應對措施。采用滾柱耦合聯(lián)軸器可以從根本上消除機構聯(lián)軸器傳動問題，避免復雜的聯(lián)軸器軸向和徑向調(diào)整。

關鍵詞：鼓形齒式聯(lián)軸器;滾柱耦合聯(lián)軸器;選型;力學計算;一次超靜定微積分方程;不同彎矩

0? ? 引言

岸橋俯仰機構和鋼絲繩纏繞系統(tǒng)的俯仰功能作用，其一是船上最高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，以提高抗風能力。仰起前大梁的動作由俯仰機構、鋼絲繩纏繞分系統(tǒng)和上鉸點組成的俯仰系統(tǒng)來完成。俯仰傳動過程是機房內(nèi)俯仰機構的電機驅(qū)動減速箱，減速箱輸出轉(zhuǎn)矩，聯(lián)軸器帶動卷筒轉(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，岸橋制造基地隨機選取47臺岸橋的俯仰系統(tǒng)運行情況進行匯總統(tǒng)計。統(tǒng)計結果表明，有20臺俯仰機構中的低速聯(lián)軸器傳動時存在明顯傳動噪聲，占比可達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，本文聚焦俯仰機構聯(lián)軸器的選型、力學計算和裝配過程進行分析，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? ? 結構形式和組成

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。在岸橋領域主要用于連接俯仰機構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)結構，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)軸向最大變化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′?？梢酝茖С?，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)生交變彎曲應力，導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，在機構初期運行中，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，故在岸橋機構上被廣泛應用。

1.2? ? 滾柱耦合聯(lián)軸器

1.2.1? ? 結構形式和組成

滾柱耦合聯(lián)軸器是齒式聯(lián)軸器進一步發(fā)展、完善的新型號，已被多年的機構運行證明了其優(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，可補償減速器的輸出軸與卷筒軸兩中心線之間的角位移。其構成和機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。該結構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荷。補償軸中心線的夾角可達±1°，起到“自動補償”的調(diào)心作用。軸向中心線錯位范圍在3～8 mm。在實際應用中，采用滾柱耦合聯(lián)軸器的俯仰機構罕有傳動問題，占比僅有1%～2%，應對措施與齒式聯(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力進行比較，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力，而孔并不承受這種應力。這種設計排除了因壓彎應力導致的斷裂風險。

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)軸器的力學計算

在對鼓形齒式聯(lián)軸器進行受力分析時，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成超靜定問題，且超靜定次數(shù)為一次。最大彎矩發(fā)生在齒輪軸的m-m截面上。

應用靜力學方程和卡氏定理求解全部支反力，計算過程如下：

靜力學方程：

Ma=F1×L+F2×23.3L-Rb×23.8L-Rc×25.8L=0? ? ? （1）

將F1=F2=153 kN代入式（1），求得：

Rb=156.2-1.1Rc? ? ? ? ? ?（2）

Ra+Rb+Rc=306? ? ? ? ? ? ? ? （3）

將Rb代入式（3），求得：

Ra=149.8+0.1Rc? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （4）

式中：Ma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;Rb為支點b處的支反力;Rc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，設為當量長度;23.3L為鋼絲繩2中心至支點a的長度;23.8L為支反力Rb至支點a的長度;25.8L為支反力Rc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）=-Rax=-（149.8+0.1Rc）x? ? ? ? ? ? ? ?（5）

列1—2段的彎矩方程，設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）=-Ra（L+y）+F1y=-（149.8+0.1Rc）（L+y）+153y? ?（6）

列2—b段的彎矩方程，設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）=-Rbz-Rc（2L+z）=（1.1Rc-156.2）z-Rc（2L+z）? ?（7）

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

M（s）=-Rcs? ? ? ? ? ? ? ? ?（8）

對式（5）（6）（7）和（8）分別求偏導：

？鄣M（x）/？鄣Rc=-0.1x? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （9）

？鄣M（y）/？鄣Rc=-0.1（L+y）? ? ? ? ? ? ?（10）

？鄣M（z）/？鄣Rc=0.1z-2L? ? ? ? ? ? （11）

？鄣M（s）/？鄣Rc=-s? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（12）

由卡氏定理得補充微積分方程：

將式（5）～（12）代入式（13），解得Rc=41.8 kN，Ra=

153.98 kN，Rb=110.22 kN，M（z）=-159.61L kNm。

1.3.2? ? 滾柱耦合聯(lián)軸器的力學計算

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，應用靜力學方程求解出全部支反力。

聯(lián)軸器左段：

對支點b的彎矩：

Mb=-Ra×23.3L+F1×22.3L=0? ? ? ? （14）

將F1=153 kN代入式（14），求得：Ra≈146.4 kN。

Ra+Rb=306? ? ? ? ? ? （15）

將Ra=146.4 kN代入式（15），求得：Rb=159.6 kN。

聯(lián)軸器右段：

Md=Rb×2.5L-Rc×2L=0? ? ? ? ? ? ? ? ?（16）

將Rb=159.6 kN代入式（16），求得：Rc=199.5 kN。

Rc+Rd=Rb? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （17）

將Rc=199.5 kN、Rb=159.6 kN代入（17），求得：Rd=-39.9 kN。

列b—c段的彎矩方程：

M（z）=-Rb×0.5L? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （18）

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

式中：Mb為對于支點b的彎矩;Md為對于支點d的彎矩;Rd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Rb至支點d的長度;2L為支反力Rc至支點d的長度，其余符號含義同前。

對于給定的相同鋼絲繩載荷，前者最大彎矩發(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，且最大彎矩減小約一半。優(yōu)化設計可以大大減小結構尺寸，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，加工設備、工藝復雜，幾乎沒有生產(chǎn)。岸橋制造商只能依賴進口，價格居高不下，限制了其在岸橋上的廣泛應用。

1.4? ? 用聯(lián)軸器的主要參數(shù)復核

1.4.1? ? 轉(zhuǎn)矩

依據(jù)馬達功率N、馬達轉(zhuǎn)速n、運行時間和工況常數(shù)C計算聯(lián)軸器所需的最大轉(zhuǎn)矩Tmax，其必須小于聯(lián)軸器能提供的最大允許轉(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度1 960 N/mm2，馬達功率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：Tmax=C×η×（N×9 550）/n≈221.2 kNm<520 kNm，故聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩滿足要求。

1.4.2? ? 最大徑向載荷

根據(jù)最大工作載荷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，計算最大徑向載荷Fmax，必須小于聯(lián)軸器所能承受的最大徑向力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：Fmax=（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)軸器裝配不準確，機構安裝底架梁彎曲，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)軸器理論最大間隙僅為0.15 mm，強力安裝使聯(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償?shù)窒@種變化。若不能優(yōu)化結構，在設計階段宜采用滾柱耦合聯(lián)軸器。

3.2? ? 俯仰機構聯(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)軸器時嚴格按工藝規(guī)程操作，嚴禁施加外力強行裝配。

3.3? ? 優(yōu)化卷筒機加工工藝

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？準26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計要求范圍內(nèi)。

4? ? 結語

集裝箱運輸船越來越向大型化發(fā)展，而十級及以上臺風發(fā)生頻率逐漸增加，大型岸橋俯仰機構的重要性和可靠性越發(fā)突顯?；诠男锡X式聯(lián)軸器和滾柱耦合聯(lián)軸器的結構特點和力學計算，滾柱耦合聯(lián)軸器對于俯仰卷筒受載角變形的“自動補償”作用明顯。相比之下，糾正聯(lián)軸器的傳動問題應對措施工序復雜，耗時費力，成本較高。滾柱耦合聯(lián)軸器批量制造后完全可以取代鼓形齒式聯(lián)軸器。

收稿日期：2021-02-22

作者簡介：鐘毅（1971—），男，江西贛州人，工程師，研究方向：工程系列工藝技術。