王存堂，厲建東，謝方偉，張新星

（1.江蘇大學(xué)機械工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2.硅湖職業(yè)技術(shù)學(xué)院機電工程學(xué)院，江蘇 蘇州 215300）

1 引言

海洋運輸業(yè)具有運輸便利、成本低廉等優(yōu)點，目前國際貿(mào)易運輸中有90%的貿(mào)易采用海運方式[1]。而船舶是海洋運輸主要工具，作為經(jīng)濟(jì)全球化的重要推進(jìn)器，其配件水平是否優(yōu)良對行駛性能影響巨大，螺旋槳作為船舶的核心零部件，轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生的不平衡力矩易引起振動、噪聲及磨損等不良現(xiàn)象。因此，螺旋槳的平衡校正問題顯得越發(fā)重要[2]。

隨著螺旋槳靜平衡儀的發(fā)展及靜不平衡檢測方法的不斷改進(jìn)，逐漸形成幾款有代表性的產(chǎn)品：天津修船技術(shù)研究所[3]采用現(xiàn)代微處理檢測技術(shù)研制了2t 級靜平衡儀，填補了小型螺旋槳偏重高精度檢測空白。文獻(xiàn)[4]研制了交互式重心測量實驗平臺，用于可調(diào)距螺旋槳的靜不平衡測量。文獻(xiàn)[5]結(jié)合稱重和角位移傳感器設(shè)計了基于靜壓球面軸承的大型螺旋槳靜平衡儀。文獻(xiàn)[6]基于靜壓球面油浮理論，采用氣缸檢測方式開發(fā)了高精度平衡機。文獻(xiàn)[7]提出兩種螺旋槳靜不平衡檢測算法，并設(shè)計出立式靜平衡檢測系統(tǒng)。

現(xiàn)有螺旋槳靜平衡儀普遍存在承載能力有限、檢測范圍狹窄的主要缺陷，針對以上問題，提出一種大型船用螺旋槳立式靜不平衡檢測系統(tǒng)。通過對靜平衡儀承載能力的計算分析設(shè)計了球面副關(guān)鍵尺寸參數(shù)，使檢測系統(tǒng)適用于（30～80）t 的大型螺旋槳靜不平衡檢測，實驗驗證該系統(tǒng)具有較高檢測精度及較強穩(wěn)定性。

2 液體靜壓支承原理

液體靜壓支承為純油液低摩擦支承，支承件與被支承件之間形成一層厚度適中的油膜，純油液摩擦接觸的狀態(tài)避免兩者產(chǎn)生剛性接觸，較大地降低了接觸處的摩擦力。按液壓系統(tǒng)供油形式的區(qū)別，可分為定壓供油和定量供油兩種形式，每種類型根據(jù)油腔的數(shù)量又可分為單油腔及多油腔兩種類型。最常見的單油腔定壓式靜壓支承工作原理，如圖1 所示。該結(jié)構(gòu)包含進(jìn)油孔、油腔和封油面，由供油壓力為ps的外供油泵單獨供能，在支承件進(jìn)油孔前端安置一節(jié)流器并借助其調(diào)壓作用使油腔壓力pr隨被支承件載荷F 的變動而自動調(diào)節(jié)，使載荷F 與油腔壓力pr保持實時平衡[8]。

圖1 單油腔靜壓支承工作原理Fig.1 Working Principle About Hydrostatic Support of Single Oil Chamber

油液進(jìn)入油腔前，被支承件下表面與支承件上表面貼合，油液在進(jìn)入油腔的過程中，受節(jié)流器產(chǎn)生的進(jìn)油液阻作用，其壓力從ps降至pr。進(jìn)入油腔后若油腔面積與油腔壓力pr的乘積小于被支承件載荷力F 時，油腔壓力pr隨供油壓力ps的增加而增大，直至被支承件懸浮穩(wěn)定，此時被支承件與油腔封油面有一間隙h，且產(chǎn)生出油液阻，出油液阻與進(jìn)油液阻同時對油腔壓力pr起節(jié)流作用，使系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)。

3 立式靜平衡儀構(gòu)成及原理

3.1 靜平衡儀構(gòu)成

大型螺旋槳立式靜平衡儀由機械主體結(jié)構(gòu)、液壓控制系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)及計算機檢測操作系統(tǒng)組成，如圖2 所示。

圖2 立式靜平衡儀構(gòu)成Fig.2 Composition of Vertical Static Balance Machine

機械主體結(jié)構(gòu)由定心機構(gòu)、懸浮機構(gòu)和傳感器總成組成，定心機構(gòu)通過上下定心錐及支撐托盤使螺旋槳心軸與懸浮套筒軸線重合，減小安裝誤差對檢測結(jié)果的影響。懸浮套筒與球面副以一定的公差配合關(guān)系組成懸浮機構(gòu)，將螺旋槳、支撐托盤、上下定心錐、懸浮套筒看成整體，當(dāng)系統(tǒng)提供動力時這一整體懸浮并趨于平衡。傳感器總成由四個位于同一水平面且均布安裝在支架上的力傳感器模塊構(gòu)成。

計算機檢測操作系統(tǒng)原理圖，如圖3 所示。四個傳感器將測量所得的不平衡力矩信號傳輸、變送、放大并送到PLC 數(shù)據(jù)采集模塊，采用偏重算法對采集數(shù)據(jù)進(jìn)行計算并將結(jié)果傳輸至上位機，完成數(shù)據(jù)的二次處理、分析等功能。傳感器采用METTLER TOLEDO 型號為TSC-100 的拉壓力傳感器，其額定稱量大小為100kg，極限過載為300kg，最小檢測分度值為50g，輸出（4～20）mA 的電流信號。

圖3 計算機檢測操作系統(tǒng)原理圖Fig.3 Computer Detection Operating System

3.2 靜不平衡檢測原理

啟動檢測系統(tǒng)，當(dāng)待測螺旋槳懸浮穩(wěn)定時，由于存在靜不平衡質(zhì)量ΔM，懸浮機構(gòu)整體側(cè)傾并產(chǎn)生一傾覆力矩M1，此時傳感器連接頂桿與懸浮套筒下端接觸并產(chǎn)生支反力，四個傳感器的支反力合力F 產(chǎn)生彎矩M2以抵消傾覆力矩M1，使系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)。具體如下式：

式中：R—靜不平衡質(zhì)量質(zhì)心折合半徑，根據(jù)螺旋槳的不同規(guī)格選??；H—靜壓懸浮平面到傳感器安裝水平面的垂直距離，，2，3，4）為壓力傳感器的實測穩(wěn)定數(shù)值。

4 平衡儀承載能力分析及球面副結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)GB/T 12916-2010 船用金屬螺旋槳技術(shù)條件規(guī)定，直徑大于3.5m 的螺旋槳稱為大型螺旋槳[9]，具有較大質(zhì)量，要求靜平衡儀具有相應(yīng)承載能力，球面副作為其核心零件，研究其關(guān)鍵尺寸參數(shù)與靜平衡儀承載及泄露量之間的關(guān)系至關(guān)重要。

靜平衡儀球面副結(jié)構(gòu)，如圖4 所示。當(dāng)懸浮套筒處于懸浮穩(wěn)定狀態(tài)時，令球頭與球套球心的偏心距為e，則球面副之間油膜厚度h=ecosθ，式中：θ—球頭與球套接觸區(qū)域相對心軸的張角，其值＆gt;θ1并＜θ2，且 θ2≠90°。

圖4 立式靜平衡儀球面副結(jié)構(gòu)圖Fig.4 Spherical Pair Structure of Vertical Static Balance Machine

設(shè)球面副油腔壓力為pr，取角度為dθ 的微元體，因油膜厚度h 遠(yuǎn)小于球頭半徑R，故可將環(huán)形縫隙沿圓周方向展開，近似地看作平行平板縫隙間的流動，得同心環(huán)形縫隙間的流量為[10]：

式中：q—球面副油液泄漏量；μ—油液動力粘度；p—球面副油液徑向壓力。

由球面副結(jié)構(gòu)可知，靜平衡儀承載能力主要由球套下表面積決定，其面積與球頭上表面積非常接近，而球頭與球套環(huán)形接觸區(qū)域起建立密封腔作用，設(shè)計時需滿足泄露量小于額定工作流量。下面使用Matalb 軟件對模型（7）各尺寸參數(shù)進(jìn)行仿真分析。

取油腔額定工作壓力pr=16MPa，θ1=30°時，平衡儀承載P0隨球頭半徑R 與角度θ2變化的關(guān)系圖，如圖5 所示。由圖可知當(dāng)θ1與 θ2均不變時，P0隨R 的增大而增大，而當(dāng) θ1不變，θ2逐漸變小時，P0隨R 增大的速率變小，且達(dá)到同一承載所需R 值越大。結(jié)合式（3）、式（5）理論分析，當(dāng)θ1不變時，θ2越接近90°，球面副在同一半徑處的承載能力越強，并利于減小泄漏量，因此，取θ2=85°。

圖5 球頭半徑與平衡儀負(fù)載關(guān)系圖（pr=16MPa，θ1=30°）Fig.5 Relationship Between Spherical Pair Head and Static Balance Machine Bearing Performance（pr=16MPa，θ1=30°）

圖6 球頭半徑與平衡儀負(fù)載關(guān)系圖（pr=16MPa，θ2=85°）Fig.6 Relationship Between Spherical Pair Head and Static Balance Machine Bearing Performance（pr=16MPa，θ2=85°）

確定θ2的取值后，需要討論θ1的取值大小對平衡儀承載隨半徑變化趨勢的影響。pr=16MPa，θ2=85°時，R 與P0的變化趨勢隨θ1取值變化的對比圖，如圖6 所示。由圖可見四條曲線的變化趨勢基本相同，且趨于重合，說明當(dāng)pr與θ2不變時，角度θ1的取值大小對平衡儀承載隨半徑變化的趨勢及達(dá)到同一承載所需球頭半徑值的影響可忽略不計?？紤]球頭機加工較難、系統(tǒng)最大承載要求P0=80t 及強度要求，取θ1=60°，此時R=143mm，球面副泄漏量為q=0.39L/min，在合理范圍之內(nèi)。

5 立式靜平衡儀實驗研究

5.1 實驗步驟

通過上述分析，確定了立式靜平衡儀球面副關(guān)鍵尺寸值：θ1=60°、θ2=85°、R=143mm，為了驗證該條件下系統(tǒng)的承載能力是否滿足設(shè)計要求及研究靜平衡儀系統(tǒng)的穩(wěn)定性，進(jìn)行了4 組現(xiàn)場實驗，如圖7 所示。實驗步驟為：

（1）打開計算機操作系統(tǒng)，根據(jù)承載對象在上位機操作界面輸入對應(yīng)槳葉數(shù)和半徑。（2）啟動靜平衡儀，使承載懸浮并穩(wěn)定，系統(tǒng)自動記錄數(shù)據(jù)后關(guān)閉靜平衡儀。以10°為一分度，轉(zhuǎn)動承載并在每一分度處重復(fù)上述啟閉操作至承載旋轉(zhuǎn)一周，得到36 組靜不平衡質(zhì)量與角度值。（3）使用計算機操作系統(tǒng)的“實時報表”功能，將所測得的數(shù)據(jù)以Excel 格式保存，處理數(shù)據(jù)，生成角度與靜不平衡質(zhì)量折線圖并進(jìn)行分析。

圖7 靜不平衡檢測現(xiàn)場實驗圖Fig.7 Field Experiment of Static Unbalance Detection

5.2 實驗結(jié)果分析

觀察4 組實驗所得折線圖8（a）和圖8（b）知，第1 組10kg掛重實驗最小值M1min=9.5kg，最大值M1max=10.29kg，極差ΔM1=0.79kg 在合理范圍內(nèi)，且折線圍繞其均值9.8kg 上下平穩(wěn)波動，驗證了檢測系統(tǒng)的準(zhǔn)確性。

第2～4 組實驗有針對性地選用檢測系統(tǒng)承載能力區(qū)間中的較小值30t、中間值40t、較大值80t 為目標(biāo)承載展開實驗。第2 組30 噸成品螺旋槳實驗靜不平衡質(zhì)量最小值M2min=5.13kg，最大值M2max=6.54kg，極差ΔM2=1.41kg；第3 組40t 半成品螺旋槳實驗靜不平衡質(zhì)量最小值M3min=12.59kg，最大值M3max=15.21kg，極差ΔM3=2.62kg；第4 組80t 半成品螺旋槳實驗靜不平衡質(zhì)量最小值M4min=37kg，最大值M4max=42.8kg，極差ΔM4=5.8kg；實驗所得三條折線均圍繞平均值上下小幅波動，可知該檢測系統(tǒng)在其工作承載區(qū)間的穩(wěn)定性較強。其測量極差值隨承載的增大而增大，但該隨機誤差均在可接受范圍之內(nèi)?，F(xiàn)場實驗結(jié)果及過程驗證了該檢測系統(tǒng)的承載能力符合設(shè)計要求，且該系統(tǒng)具有較強連續(xù)工作能力。

圖8 靜不平衡質(zhì)量及偏角實驗數(shù)據(jù)Fig.8 Experimental Datas of Static Unbalance Quality and Angle

6 結(jié)論

分析了立式靜平衡儀的結(jié)構(gòu)及工作原理，并著重研究球面副關(guān)鍵尺寸θ1、θ2對承載能力的影響關(guān)系，結(jié)果表明θ2的取值變化較θ1對平衡儀的承載能力影響更大，且θ2越接近90°，相同半徑處球面副的承載能力則越強。有針對性地選擇不同質(zhì)量的負(fù)載進(jìn)行實驗，可得基于力傳感器的立式靜平衡儀適用于30t 至80t 的大型轉(zhuǎn)子靜不平衡質(zhì)量檢測，并可直接在上位機顯示靜不平衡質(zhì)量大小與方位，具有適用范圍廣、承載能力強、準(zhǔn)確度高的優(yōu)點。區(qū)別于傳統(tǒng)的臥式靜平衡儀，較大地方便了現(xiàn)場操作人員對靜不平衡質(zhì)量定位定量磨削，保證螺旋槳加工質(zhì)量的同時縮短了靜不平衡質(zhì)量檢測工藝時間，為后續(xù)靜平衡儀的優(yōu)化設(shè)計提供重要參考價值。