折疊臂式起重機回轉晃動大問題分析和解決方案

摘要：針對某單位安裝單回轉裝置的折臂式起重機存在的回轉停止時回轉晃動大的問題，進行了理論分析和對比測試。研究結果表明，減速機止口安裝間隙、齒輪嚙合側隙、齒輪內部間隙和回轉裝置自身的剛性對晃動量影響較大，據此對裝配間隙控制和減速機結構進行了優化。試驗結果表明，通過控制減速機安裝間隙，提高齒輪精度等級，增大回轉裝置剛性，使晃動量得到明顯的改善。

關鍵詞：折臂式起重機；行星減速機；回轉晃動量；間隙；剛性

0" "引言

可實現360°連續回轉的折臂式起重機，多采用液壓馬達+行星減速機作為驅動機構，根據驅動力的大小，選用1個或者多個減速機。然而，某廠生產的320采用單減速機的折臂式起重機，在市場上很多客戶反饋，其回轉停止時晃動量很大，不容易控制。而相對來講，采用雙減速機折臂式起重機的回轉晃動量則要小很多。

對于部分小型折臂式起重機而言，采用雙減速機的布置方案，一方面結構件上需要開孔布置減速機，對整體的強度降低較大；另一方面，成本增加較多，客戶接受程度差。在單減速機布置方式不變的前提下，最大程度的減少回轉晃動量，則成為需要解決的問題。

本文通過理論和試驗研究回轉減速機的內部結構原理、安裝方式，以及與回轉支承嚙合情況，探討了裝配間隙、零部件剛性等因素。研究發現，通過改變安裝方式，提升齒輪精度等級、增加回轉輸出軸直徑、增加行星輪數量等方式，降低自由間隙，增強整體剛度，可實現更小的回轉晃動。

1" "二級行星減速機結構與原理

某二級行星減速機原理如圖1所示。二級行星減速機內部結構如圖2所示。通常，減速機通過在輸入軸處增加濕式多層制動片，來實現可靠的制動。但該制動片僅能對輸入軸的運動進行限制，而對于后部分因各級減速齒輪之間的間隙、剛性等引起的變形量無法限制，因此導致出現回轉現象。

2" "行星減速機的運動和動力學分析

截取其中一級行星減速機構，進行運動和受力分析，如圖3所示。

2.1" " 二級行星減速機運動學分析

根據行星減速機的運動關系，可以很容易的推導出輸入軸（太陽輪）和輸出軸（行星架）、行星輪和輸出軸（行星架）之間的運動方程如式（1）所示。

（1）

從（1）中可以發現，理論上，減速機輸出軸的轉動僅與太陽輪和機架的齒數相關，而行星輪主要起到一個動力傳遞的作用。但實際上由于加工、安裝等因素，齒輪和齒輪之間會存在安裝配合間隙。該間隙的存在使得輸入軸無動作時，輸出軸仍存在輕微的晃動。

2.2" " 動力學分析

以圖3所示的運動方向進行分析，輸入軸提供扭矩T1，其通過和行星輪的齒輪嚙合，傳遞給行星輪力F，行星輪反向運動，不考慮行星輪旋轉的摩擦力和慣性力、機架作用給行星輪的力也為F，且與太陽輪和行星輪的嚙合方向相同，因此T2=0。這兩個力向行星架的回轉中心求矩，則為輸出的扭矩TH計算如下：

（2）

（3）

從式（3）可以發現，輸出軸扭矩和收入軸扭矩與太陽輪齒數和機架齒輪相關，正好與轉速之比相反。行星輪僅起到一個動力傳遞的作用。

3" "回轉晃動量影響因素分析

影響回轉晃動量的主要包括減速機安裝止口間隙、減速機和回轉支承的齒輪嚙合間隙以及減速機輸出齒輪的轉動量三個因素影響。

3.1" " 減速機安裝止口間隙

回轉減速機在折臂吊轉臺等結構上的止口，用于實現徑向和軸向定位，如圖4所示。一般減速機止口的公差為F7，相關止口的精度為H8～H10級。如果因設計或加工因素增加間隙量，則配合間隙δ1引起的回轉晃動量△1（以轉臺的旋轉角度進行衡量）按照下式計算：

（4）

式中：ars為回轉減速機和回轉支承的安裝距。

3.2" " 減速機和回轉支承的齒輪嚙合間隙

減速機和回轉支承的齒輪嚙合間隙δ2受兩者之間的安裝距影響，如圖5所示。

齒輪嚙合間隙導致的回轉晃動量△2可按下式計算：

（5）

一般需要將減速機輸出齒輪和回轉支承的嚙合間隙控制在0.3～0.6mm[2]。間隙過大會導致回轉晃動量增加，間隙過小會導致回轉過程中咬齒抖動。在實際安裝過程中，為減少由于安裝距誤差導致的齒輪嚙合間隙加大，通常采用人工配焊安裝法蘭或者采用可偏心調節機構的減速機來實現。

3.3" " 減速機輸出齒輪的轉動量

行星齒輪和太陽輪、行星齒輪、機架內齒圈的加工精度，齒輪之間、齒輪和安裝軸之間的裝配間隙，引起的輸出齒輪的自由轉動量θ3。該轉動量越小越好，但是過小的轉動量對加工和裝配精度要求很高，成本也會相應增加，一般建議不超過0.5°。

軸、齒輪、行星架等內部的結構剛性，導致在外部大扭矩作用下因剛性變形而輸出軸出現轉動量θ4。根據式（1）、（2）可知，由于存在較大的減速比，第一級減速機的剛性變形對輸出軸角度變化影響不大，第二級減速結構的參數影響較大。本文重點分析該部分的剛性影響。

3.3.1" "輸出軸的影響

根據材料力學[3]可知，扭轉角φ和輸入扭矩、輸出軸的長度成正比，和輸出軸的極慣性矩成反比，如公式（6）所示。由公式（6）可以看出，輸出軸直徑越大、長度越短，則在同等的扭矩作用下，扭轉角越小，剛性越強。

（6）

3.3.2" "行星架的影響

行星架和輸出軸屬于剛性連接，因此其剛性亦可參考式（1）至（6）來設計計算。但是由于其為中空結構，需要布置行星輪。一般可通過增加行星架的直徑或者上下層的厚度，來加強剛性。

3.3.3" "行星輪的影響

行星輪的輪齒分別和機架輪齒和太陽輪輪齒嚙合，受力方向一致，而該作用力使得輪齒發生彈性變形。通過增加行星齒輪的模數和行星齒輪的數量，一方面可以減少單個行星齒輪的受力，另一方面，通過增加行星齒輪的剛性，可減小變形、提高剛度。

3.3.4" "太陽輪的影響

太陽輪和行星輪始終處于嚙合狀態，其在受到外部扭矩作用下的旋轉變形量，包括處于嚙合狀態下輪齒的彈性變形、齒輪與齒輪軸整體的旋轉變化量兩部分。齒輪嚙合時嚙合點的不斷變化，為此輪齒的嚙合變形量也是一直變化的[3]（其變形占比并不大）。齒輪和齒輪軸的變形量則與太陽輪受到的扭矩大小相關，而這個扭矩和二級減速的速比成反比，因此增加二級減速機的速比，增加太陽輪的模數和齒數，都可以減少扭轉變形量、提高剛性。

綜上所述，齒輪的轉動量導致的回轉晃動量△3可按下式計算：

（7）

式中：Zr為回轉減速機輸出齒輪數量，Zs為回轉支承齒輪數量。

總的回轉晃動量為以上三者之和，其計算如下：

（8）

以上三個因素中，第1個和第2個因素引起的晃動量比較容易控制，而第三個因素受到減速機的整體安裝齒輪、內部齒輪、行星架、輸出軸等零件的尺寸、加工精度等因素影響，提升會更加困難。

根據以上分析，針對某公司的320型單回轉起重機回轉晃動大的問題，進行了以下方面的改進，如表1所示。

4" "試驗測試

4.1" " 試驗方法

為驗證優化前后對回轉晃動量的控制效果，本文設計了一個可以進行回轉晃動量量化測試的試驗方案，試驗設備如圖5所示。

將磁吸百分表底座放置在轉臺結構上，百分表的末端夾緊一個鉛筆，鉛筆下方放置一白紙。將吊臂伸出一定長度，一人用固定的力量推動吊臂端部，吊臂帶動轉臺左右晃動。鉛筆則可在白紙上畫出一定長度的線段，通過測量線段長度和線段與轉臺回轉中心的距離，可獲得轉臺的晃動量數值。

4.2" " 試驗過程及結論

用該試驗設備，分別測試改進前單減速機、間隙優化和剛性加強改進后單減速機和雙減速機的回轉晃動量，得到如表2的結果。

試驗表明：通過控制安裝止口間隙，利用法蘭座配焊的方式，最大程度消除了齒輪嚙合間隙。同時，通過選配齒輪的方式控制減速機的自由間隙量，并通過增加輸出軸的方式提升減速機剛性的方法，可以有效減小回轉晃動量。但其回轉晃動量仍大于雙馬達起重機，究其原因有兩方面：一方面，雙單減速機吊機的齒輪嚙合間隙可以互相影響并減弱；另一方面，雙馬達的整體剛性較單馬達更強，在同樣的沖擊下，產生的彈性變形更小。

5" "結語

針對折臂式起重機配置單回轉減速機回轉晃動大的問題，本文從減速機的原理、運動學和動力學角度進行了分析，同時對止口間隙、嚙合間隙、減速機的裝配間隙和減速機的回轉剛度等角度進行了討論。針對某廠的320型起重機回轉晃動大問題進行了優化改進，通過可量化的試驗，驗證了通過控制間隙和增強減速機剛性，可使得回轉晃動量顯著減少。

參考文獻

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