汽车起重机的变幅抖动问题

Problem of luffing vibration in truck crane

摘要

针对汽车起重机的变幅抖动问题，首先基于变幅液压系统原理和变幅机构动力学分析了变幅抖动现象的成因机理；然后，开展了正常主机与抖动主机的现场测试，运用时频分析方法揭示了不同变幅现象下测试信号的特征差异，制订了变幅抖动现象的量化评价指标；最后，将变幅抖动量化评价指标推广至油缸出厂检测试验台，建立了变幅抖动的出厂试验方法。研究结果表明：变幅油缸内部摩擦力过大是起重机变幅抖动的主要原因；正常主机与抖动主机的振动加速度信号具有明显的特征差异，可以作为变幅抖动现象的量化评价指标；改进后的油缸出厂检测试验台测试结果与主机测试结果具有良好一致性，能够实现变幅抖动现象的前置检测。

Abstract

In response to the problem of luffing vibration in automotive crane， firstly， this article analyzes the causes and mechanisms of luffing vibration based on the principle of luffing vibration hydraulic system and the dynamics of luffing mechanism. Then， on-site tests were conducted on normal and shaking hosts， and time-frequency analysis methods were used to reveal the differences in test signal characteristics under different amplitude changes. Quantitative evaluation indicators for amplitude change shaking phenomena were developed. Finally， the quantitative evaluation index of luffing vibration was extended to the oil cylinder factory inspection test bench， and the factory test method for luffing vibration was established. The research results indicate that excessive internal friction force in the luffing oil cylinder is the main cause of crane luffing vibration； the vibration acceleration signals of normal and shaking hosts have obvious characteristic differences， which can be used as the quantitative evaluation index for luffing vibration phenomenon； the improved oil cylinder factory inspection test bench has good consistency between the test results and the host test results， and can achieve pre detection of luffing vibration phenomenon.

Graphical abstract

关键词

汽车起重机 / 变幅抖动 / 时频分析 / 量化表征 / 出厂检测

Key words

truck crane / luffing vibration / time-frequency analysis / quantitative characterization / factory inspection

0 引 言

起重机是一种重型机械设备，可以用来将各种大型物件快速、稳定和安全地移动和举起^［1］。随着国家工业化进程的不断推进，起重机已广泛应用于物流、建筑、港口、工厂等领域，在现代生产和生活中起到重要的作用^［2，3］。汽车起重机作为流动式起重机的一种，其载重和起重臂安装在汽车底盘上，具有旋转平台和伸缩臂，可以在各种地形和工地上进行吊装作业^［4］。汽车起重机因具有较好的移动性和灵活性，可以快速到达各种工地和复杂环境中，所以应用最为广泛^［5］。

变幅液压系统是汽车起重机主要工作系统之一，主要用于改变起重机的幅度，其性能直接关系到起重机操作过程中的平稳性和安全性^［6］。然而，在很长一段时间内，汽车起重机在变幅过程中经常出现抖动问题， 此问题一方面会导致起重臂不稳定，增加发生意外事故的风险，另一方面会导致设备疲劳损坏或加速磨损，直接影响起重机的工作性能和寿命^［7，8］。另外，随着国家工业化进程的推进，起重机工作的环境越来越复杂，变幅抖动问题的出现极大地影响了起重机的工作效率^［9］。为了提高变幅稳定性，众多学者投入了大量的时间和精力，其中变幅系统中液压元件的合理设计和优化选择是研究的一个重要方向。刘冬一等^［10］设计了一种新式平衡阀，将平衡阀的导压比减小并将液控口处的阻尼从1.0 mm减小至0.6mm，此措施有效减小了起重机变幅抖动。王承震^［11］通过仿真分析手段，提出增加系统背压可抑制变幅抖动，对多路阀进行优化，修改回油阀口，增大阀口的过流面积，此改进措施提高了变幅系统性能。Xie等^［12］设计了一种新型的先导式随动负载控制阀以改善起重机变幅的稳定性。除对变幅系统关键元件进行合理化设计外，研究人员还对变幅系统结构优化设计进行了深入研究。李凡等^［13］运用Matlab和Adams软件建立了起重机变幅机构模型，通过优化计算得出铰点最优位置，极大程度改善了变幅油缸受力状态，提高了变幅系统性能。刘晓峰等^［14］运用Adams和Ansys软件对55 t汽车起重机带载变幅工况进行动力学分析，得出了系统应力和振动情况，为之后的结构设计和液压控制系统设计提供了依据。Doçi等^［15］对起重机向上变幅进行动力学分析，重点研究变幅过程中部件间的受力和力矩，寻找最佳的运动控制函数以提高变幅的稳定性。

尽管已经开展了大量研究，但变幅抖动仍然是汽车起重机行业的常见问题。究其原因，一是影响变幅抖动的成因机理复杂，涉及液压系统稳定性、负载波动、驾驶员操作等；二是变幅抖动的评价大多依靠驾驶员的主观感受，缺乏客观的评价机制。针对上述问题，本文深入分析变幅抖动成因机理，以75~80 t起重机为试验样机，开展多参数、多工况主机测试；对测试信号进行时频分析处理，找出导致变幅抖动的真正成因，并量化描述起重机变幅抖动问题。基于油缸出厂试验台开展变幅油缸的出厂抖动测试，对测试结果进行分析，形成变幅抖动问题出厂试验与判定标准，以实现变幅抖动问题的优化改善。

1 起重机变幅抖动成因机理分析

1.1　起重机变幅液压系统分析

图1所示为起重机变幅系统液压原理图。此系统主要由先导阀、变幅主阀、平衡阀和变幅油缸组成，其中先导阀的开度由操作手柄控制。变幅起时，先导阀置于起幅位置，控制油推动变幅主阀置于左位，此时电磁阀未得电，平衡阀只可正向导通，在功能上类似于单向阀。液压油经过主阀右位和平衡阀进入变幅油缸的无杆腔，推动活塞杆伸出，实现起幅动作。变幅落时，先导阀置于落幅位置，控制油驱动变幅主阀置于右位，此时电磁阀得电置位，平衡阀可在控制油作用下反向导通。变幅油缸在自重作用下缩回，液压油由变幅油缸的无杆腔，经过平衡阀和变幅主阀左位流回油箱，实现落幅动作。

1.2　起重机变幅机构受力分析

液压油缸的抖动爬行问题一直是行业难题，不仅在汽车起重机变幅过程中出现，在许多机械设备中也存在这一问题^{［16，17］}。考虑到实际的零件加工过程，刀具会出现磨损，缸筒和活塞杆长度都较长，保证各处的加工精度都一致的难度较大，因此，会出现某些位置加工精度不足。当活塞和活塞杆运动到加工较差的表面时，摩擦力突然增大，便会出现抖动现象。

为进一步计算油缸在运动过程中的摩擦力，需对起重机整体变幅过程进行受力分析。本文将变幅机构进行简化，得到起重机变幅模型，如图2所示。图2中L为主起重臂总长度；L_{\mathrm{0}}为主臂后铰点与变幅缸上铰点沿主臂中心线的距离；L_{\mathrm{1}}为吊钩最高点距主起重臂中心线的距离；L_{\mathrm{2}}为主臂前端出绳点距主起重臂中心线的距离；L_{\mathrm{3}}为变幅油缸上铰点到主起重臂中心线的距离；L_{\mathrm{4}}为主起重臂后铰点到主起重臂中心线的距离；L_{\mathrm{5}}为主臂后铰点到主卷扬中心线的水平距离；L_{\mathrm{6}}为主臂后铰点到主卷扬中心线的垂直距离；L_{\mathrm{A}}为主起重臂后铰点到回转中心线的水平距离；L_{\mathrm{B}}为变幅油缸下铰点到回转中心线的水平距离；L_{\mathrm{C}}为变幅油缸下铰点到主臂后铰点的垂直距离；G_{\mathrm{c}}为起重臂重量；L_{\mathrm{w}}为主臂质量重心与主臂后铰点沿主臂中心线的距离；L_{\mathrm{R}}为主起重臂的工作幅度；R_{\mathrm{w}}为主卷扬第三层半径；\alpha主起重臂变幅仰角；\beta为变幅油缸仰角。

根据静力平衡条件对主臂后铰点取矩，则有：

\left\{\begin{array}{l}{M}_{\mathrm{1}}-M_{\mathrm{2}}+M_{\mathrm{3}}-M_{\mathrm{4}}=\mathrm{0}\\ M_{\mathrm{1}}=F_{\mathrm{U}}\times (L_{\mathrm{A}}+L_{\mathrm{R}})\\ M_{\mathrm{2}}=G\times (L\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha -L_{\mathrm{4}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha )\\ M_{\mathrm{3}}=F_{\mathrm{N}}\times L_{\mathrm{O}\mathrm{M}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}(\mathrm{\pi }-\delta -\beta )\\ M_{\mathrm{4}}=F_{\mathrm{Q}}[L\times \mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha +(L_{\mathrm{1}}-L_{\mathrm{4}})\times \mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha ]\end{array}\right.（1）

L_{\mathrm{O}\mathrm{M}}=\sqrt[]{L_{\mathrm{C}}^{\mathrm{2}}+(L_{\mathrm{A}}^{\mathrm{2}}+L_{\mathrm{B}}^{\mathrm{2}}{)}^{\mathrm{2}}}（2）

\delta =\mathrm{t}\mathrm{a}{\mathrm{n}}^{-\mathrm{1}}\frac{L_{\mathrm{C}}}{L_{\mathrm{A}}+L_{\mathrm{B}}}（3）

式中：F_{\mathrm{Q}}为吊臂起重量；F_{\mathrm{U}}为钢丝绳拉力，即F_{\mathrm{U}}=F_{\mathrm{Q}}/I，I为钢丝绳倍率；F_{\mathrm{N}}为变幅油缸推力；M₁、M₂、M₃、M₄分别为力F_U、G、F_N、F_Q对主臂后铰点的力矩；L_{\mathrm{O}\mathrm{M}}为主臂后铰点与变幅油缸下铰点间的距离；\delta为L_{\mathrm{O}\mathrm{M}}与水平方向的夹角。

由此可计算出变幅油缸推力为：

\left\{\begin{array}{l}{F}_{\mathrm{N}}=\frac{F_{\mathrm{Q}}\times L_{\mathrm{A}\mathrm{1}}+G_{\mathrm{c}}\times L_{\mathrm{B}\mathrm{1}}-F_{\mathrm{U}}\times L_{\mathrm{C}\mathrm{1}}}{L_{\mathrm{O}\mathrm{M}}\times \mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}(\mathrm{\pi }-\delta -\beta )}\\ L_{\mathrm{A}\mathrm{1}}=L\times \mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha +(L_{\mathrm{1}}-L_{\mathrm{4}})\times \mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha \\ \begin{array}{l}{L}_{\mathrm{B}\mathrm{1}}=L_{\mathrm{w}}\times \mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha -L_{\mathrm{4}}\times \mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha \\ L_{\mathrm{C}\mathrm{1}}=L_{\mathrm{A}}+L_{\mathrm{R}}\end{array}\end{array}\right.（4）

式中：L_A1、L_B1、L_C1分别为力F_Q、G_c、F_U对应的力臂。

由此可得，吊臂根部的反力为：

\left\{\begin{array}{l}{F}_{\mathrm{R}}=\sqrt[]{F_{\mathrm{R}\mathrm{X}}^{\mathrm{2}}+F_{\mathrm{R}\mathrm{Y}}^{\mathrm{2}}}\\ F_{\mathrm{R}\mathrm{X}}=F_{\mathrm{U}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha -F_{\mathrm{N}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta \\ F_{\mathrm{R}\mathrm{Y}}=F_{\mathrm{Q}}+G_{\mathrm{c}}+F_{\mathrm{U}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha -F_{\mathrm{N}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\beta \end{array}\right.（5）

进一步分析在变幅过程中变幅油缸的受力，当匀速变幅时，油缸的受力为：

P_{\mathrm{1}}{A}_{\mathrm{1}}=P_{\mathrm{2}}{A}_{\mathrm{2}}+G\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha +F_{\mathrm{N}}+f（6）

当非匀速变幅时，油缸的受力为：

P_{\mathrm{1}}{A}_{\mathrm{1}}=P_{\mathrm{2}}{A}_{\mathrm{2}}+G\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha +F_{\mathrm{N}}+(G/g)a_{\mathrm{q}}+f（7）

式中：P_{\mathrm{1}}为变幅油缸无杆腔压力；P_{\mathrm{2}}为变幅油缸有杆腔压力；A_{\mathrm{1}}为无杆腔压力作用面积；A_{\mathrm{2}}为有杆腔压力作用面积；G为油缸自重；g为重力加速度（9.8 \mathrm{m}/{\mathrm{s}}^{\mathrm{2}}）；a_{\mathrm{q}}为变幅时油缸的加速度；f为摩擦力。

由此可得油缸在匀速运动中不同位置时所受的摩擦力为：

f=P_{\mathrm{1}}{A}_{\mathrm{1}}-P_{\mathrm{2}}{A}_{\mathrm{2}}-G\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha -F_{\mathrm{N}}（8）

油缸在非匀速运动中不同位置时所受的摩擦力为：

f=P_{\mathrm{1}}{A}_{\mathrm{1}}-P_{\mathrm{2}}{A}_{\mathrm{2}}-G\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha -(G/g)a_{\mathrm{q}}-F_{\mathrm{N}}（9）

通过上式可以看出，当油缸摩擦力不稳，油缸无杆腔压力和油缸有杆腔压力都会发生变化，但目前起重机大多依靠油缸自重进行变幅落动作，因此，油缸有杆腔压力变化很小，无杆腔压力变化应较为明显。油缸的摩擦力在试验过程中较难直接测试，因此，可选油缸无杆腔压力作为油缸摩擦力的外在表现特征。

1.3　变幅抖动成因分析

通过对起重机变幅液压系统和变幅机构受力的梳理分析，推测造成变幅抖动的原因有以下几个方面：

（1）平衡阀控制压力不稳定：平衡阀的控制压力决定变幅落时的稳定性，控制压力不稳会使平衡阀阀芯位置窜动，进而导致液压缸的运动速度不稳，从而出现变幅抖动的现象。

（2）变幅主阀先导压力不稳定：与平衡阀控制压力类似，主阀先导压力不稳也会导致阀芯在阀体内位置不断改变，进而在变幅过程中出现抖动现象。

（3）系统流量不足：系统所提供的流量无法满足液压缸在变幅过程中需要的流量，导致变幅速度不稳定，出现抖动现象。

（4）泵源处压力不稳定：液压泵供应的压力存在波动或不稳定的情况，这种压力的不稳定性会使变幅油缸在运动过程中无法获得稳定的驱动力，由此导致起重机的变幅抖动。

（5）变幅油缸摩擦力过大：因零件表面各处加工精度不一致，当活塞和活塞杆运动到加工精度较差表面时，摩擦力突然增大，会出现抖动现象。

2 起重机变幅抖动测试与分析

2.1　起重机变幅抖动测试

针对起重机变幅抖动问题，本文以75~80 t起重机为试验样机，分别对4台正常主机和4台抖动主机开展主机测试，测试工况主要为起重机户外吊装作业的变幅工况，如基本臂低速空载、半伸臂低速带载等。图3为测试主机现场图。根据1.3节中得出的变幅抖动成因，对主机测试的测点进行布置，具体如图4所示。根据成因（1）布置平衡阀控制压力测点，根据成因（2）布置先导起压力测点和先导落压力测点，根据成因（3）布置变幅流量测点，根据成因（4）布置泵源压力测点，根据成因（5）布置油缸无杆腔压力测点和油缸有杆腔压力测点。

目前对起重机变幅抖动问题的判定主要依靠驾驶员主观感受，这种判断方法存在极大的主观性和不确定性。因此，除确定造成变幅抖动的真正原因外，本文还对变幅抖动问题进行量化表征，以便对主机抖动问题进行客观判断。因此，布置轴向振动测点和径向振动测点，其中轴向为变幅过程中油缸的伸出方向，径向为垂直于轴线的方向。

2.2　信号时频分析方法

2.2.1　信号时域分析方法

为对主机测试得到的信号进行分析处理，本文研究了信号在时域内和频域内的分析方法。信号在时域内的分析方法主要是通过观察信号在时间轴上的变化来理解其特性和行为，其中通过特征值了解信号在时域下的特性是信号时域分析的重要手段^{［18，19］}。表1列出了常见时域特征值及其计算公式，s_i为信号的数值，N为每个样本的采样点数。

2.2.2　信号频域分析方法

信号在频域内的分析方法涉及将信号从时域转换到频域的过程，以便分析信号的频率成分和频谱特性^［20］。本文运用小波变换方法对测试信号进行频域分析，小波变换主要利用一系列具有不同分辨率的正交基，通过小波基函数的扩展和平移来表示或近似信号^［21］。小波变换主要分为连续小波变换和离散小波变换^［22］。连续小波变换的表达式为：

W_f(a,b)={\left|a\right|}^{-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}}{\int }_{-\mathrm{\infty }}^{+\mathrm{\infty }}f(t)\overline{\psi (\frac{t-b}{a})}\mathrm{d}t（10）

式中：\psi (t)为小波基函数；a为伸缩因子；b为平移因子；f(t)为输入信号。

在连续小波变换中a\mathrm{、}b\in R且a\ne \mathrm{0}，在实际应用中，若a\mathrm{、}b取连续的实数，则计算量会很大；为减少计算量，便于分析计算，将a和b离散化，由此可得离散小波变换的公式为：

C_{j,k}=〈f,{\psi }_{j,k}〉={\int }_{-\mathrm{\infty }}^{\mathrm{\infty }}f(t)\overline{{\psi }_{j,k}(t)}\mathrm{d}t（11）

式中：{\psi }_{j,k}(t)为离散小波函数。

2.3　变幅抖动问题成因确定

根据之前的分析，成因（1）为平衡阀控制压力不稳定，针对此成因布置平衡阀控制压力测点，具体测试结果如下。图5为平衡阀控制压力对比，从图中可以看出，在主机变幅过程中，平衡阀控制压力的变化较为平稳，正常主机和抖动主机的控制压力并无较大差别，部分位置出现的压力波动主要是操作者操作不稳造成的。因此，成因（1）不成立，即不可能为平衡阀控制压力不稳导致变幅抖动。

成因（2）为变幅主阀先导压力不稳定，针对此成因布置测点先导压力测点。图6为先导压力对比，从图中可以看出，正常主机的先导压力和抖动主机的先导压力都存在一定的波动，某些位置还出现了压力的突变，这主要与操作者的操作稳定性有关，考虑到实际测试持续时间较长，操作者很难保持全过程动作的一致性，因此，先导压力出现了波动或者某些位置的突变。从测试结果可以看出，主机在先导压力不稳定时仍可正常变幅，并没有出现抖动现象，因此，可以排除成因（2），即主机产生的变幅抖动并不是变幅主阀先导压力不稳定导致的。

成因（3）为系统流量不足，针对此成因布置流量测点，具体测试结果如下。图7为流量对比，从图中可以看出，在变幅过程中，流量同样出现波动的情况，某些位置流量会出现突然增加或减小的情况。流量的变化与先导压力的变化一致，从液压角度分析，先导压力作用在主阀阀芯上，推动阀芯运动，流量与先导压力的变化趋势一致，流量同样受到操作人员操作稳定性的影响，因此，可以排除成因（3），即主机变幅抖动与系统流量无关。

成因（4）为泵源处压力不稳定，针对此成因布置泵源压力测点，具体测试结果如下。图8为主机泵源压力对比，从图中可以看出，在变幅起动作时，初始时压力最大，随着变幅角度逐渐增大，压力值不断减小，在变幅落动作时，变幅主阀前后压力基本为零，正常主机和抖动主机的泵源压力变化基本一致。因此，可以排除成因（4），即主机变幅抖动与泵源压力无关。

成因五为变幅油缸摩擦力过大，分析变幅油缸在各零件表面加工精度存在差异，活塞和活塞杆在运动过程中存在动静摩擦的转换，导致变幅抖动，布置测点为油缸无杆腔压力和油缸有杆腔压力，具体测试结果如下。图9为油缸无杆腔压力对比，从图中对比可以看出，正常主机的油缸无杆腔压力波动为0.12 MPa，抖动主机的油缸无杆腔压力波动为0.35 MPa。通过正常主机和抖动主机的油缸无杆腔压力对比，抖动主机压力波动较大，出现类似正弦波形的压力波动，另外，在现场测试中发现主机的抖动频率较高。因此，成因（5）成立，推断为变幅油缸摩擦力过大导致变幅抖动。

2.4　变幅抖动问题量化描述

目前，起重机变幅抖动故障的判定主要依赖于个人经验。在主机调试过程中，工人根据多年的调试经验和现场感觉，判断主机是否存在变幅抖动。然而，在实际调试中，不同车辆的抖动程度和出现位置均不同，这导致依赖个人经验的判断存在主观性和不确定性，可能导致故障误判或漏判。因此，本文除确定造成变幅抖动的真正原因外，还对变幅抖动故障进行了量化表征，以便日后主机测试现场的抖动故障快速诊断，布置轴向振动测点和径向振动测点，具体测试结果如图10和图11所示。

从图10和图11中可以看出，抖动主机的振动信号明显较大，与正常主机差别明显，因此，振动信号可以作为衡量主机是否存在变幅抖动故障的主要指标。运用Matlab软件编程，依据表1对轴向振动信号和径向振动信号进行时域特征值提取，结果如表2所示，因为测试多台主机，数据量较大，无法全部列出，所以表2仅展示特征对比最为明显的主机数据。从表2中可以看出，正常主机振动信号的各特征值较小，而抖动主机的各特征值较大，这也说明正常主机振动信号幅值较小，波动较为平缓，抖动主机振动信号幅值较大，波动也较为剧烈。正常主机轴向振动信号最大值为0.058 g，最小值为-0.066 g，抖动主机轴向振动信号最大值为0.459 g，最小值为-0.324 g；正常主机径向振动信号最大值为0.132 g，最小值为-0.127 g，抖动主机径向振动信号最大值为0.332 g，最小值为-0.303 g。

运用Matlab的cwt函数对轴向振动信号进行小波变换，结果如图12所示。图12（a）为时域下的轴向振动信号，图12（b）为小波变换结果，从图中可以看出主机抖动对应的频率约为121.5 Hz，幅值约为0.121，每个抖动的信号都会在频域内有明显的特征。

3 变幅油缸出厂抖动测试

3.1　测试信号分析

在2.3节中确定变幅抖动的原因是油缸摩擦力过大，为优化变幅油缸抖动问题，需先在生产端将抖动的油缸筛选出来，之后再对抖动油缸的加工工艺进行分析。从油缸生产过程了解到，每个油缸在出厂前都要在试验台上进行保压试验。在现有的出厂试验台上安装轴向振动传感器和径向振动传感器，开展油缸出厂抖动测试，在测试过程中发现部分油缸出现了抖动问题，具体测试结果如图13和图14所示。运用Matlab软件，对出厂测试信号进行时域分析，提取信号的时域特征值，具体结果如表3所示。测试结果表明：在测试过程中，有些油缸的伸缩动作较为平稳，振动信号数值较小，但有些油缸在测试过程中出现了明显的抖动现象，振动信号数值也偏大。跟踪这些抖动油缸装车后的调试情况，反馈结果为出厂测试抖动的油缸装车后极大概率发生抖动问题，说明出厂试验台测试与主机测试具有一致性，可通过出厂试验台检测油缸是否存在抖动问题。

3.2　油缸出厂试验台改进

为实现在生产过程中对油缸进行快速的出厂抖动测试，建立油缸抖动出厂快速试验及判断方法，本文对出厂试验台进行改进。如图15所示，新增振动传感器，增加振动信号采集功能，更新上位机操作界面，新增振动曲线图；以信号均方根（RMS）作为出厂抖动测试的评价指标，若超过设定值（0.1 g）则发出警告提示操作员。由此，通过对油缸出厂试验台进行改进，使其具备振动信号采集和阈值判断功能，可实现对油缸抖动的快速检测，在生产端将有抖动问题的油缸排查出来。

4 结 论

（1）通过对起重机变幅液压系统和变幅机构的受力分析，总结得出可能成因包括平衡阀控制压力不稳定、变幅主阀先导压力不稳定、系统流量不足、泵源处压力不稳定和变幅油缸摩擦力过大，并研究了这些成因的内在机理。

（2）开展了多参数、多工况的主机测试，以75~80 t型号主机为试验样机，分别采集正常变幅信号和抖动变幅信号；通过对正常主机和抖动主机的测试信号进行比较分析，最终确定变幅抖动的真正成因为油缸摩擦力过大。

（3）量化描述变幅抖动问题，形成了起重机变幅抖动问题客观判定标准，正常主机轴向振动信号为-0.066~0.058 g，抖动主机轴向振动信号为-0.324~0.459 g，正常主机径向振动信号为-0.127~0.132 g，抖动主机径向振动信号为-0.303~0.332 g；运用小波变换，得出主机抖动对应的频率约为121.5 Hz，幅值约为0.121。

（4）在油缸出厂试验台上开展油缸出厂抖动测试，根据测试结果和跟踪反馈验证了试验台与主机的一致性；对出厂试验台的改进，以信号均方根值（RMS）作为出厂抖动测试的评价指标，实现了油缸抖动的快速检测，可在生产端将有抖动问题的油缸排查出来。

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基金资助

科技部“国家重点研发计划”项目(2018YFB2000900)