劉月偉，潘中永

(江蘇大學(xué)國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

噴水推進器裝置通常由進水流道、推進泵、噴口和操縱機構(gòu)組成，具有推進效率高，抗空泡性能優(yōu)良、操縱性能好、附體阻力小等優(yōu)點，其基本原理是利用推進泵噴射水流的反作用力驅(qū)動海上航行體前行，目前已廣泛應(yīng)用于船舶領(lǐng)域，特別是高速船舶和軍事艦艇上[1-3].隨著計算機技術(shù)的快速發(fā)展和研究內(nèi)容的深入，國內(nèi)外研究者的成果多集中于推進泵的理論設(shè)計.壓力脈動特性以及空化性能研究，而對變航速工況下推進器裝置內(nèi)部流動特性鮮有研究.噴水推進器相較于推進泵增加了進水流道過流部件，不能以推進泵理想進流為前提，忽略非均勻進流特性[4].因此，對不同航速下噴水推進器內(nèi)部流場作具體分析，為以后優(yōu)化噴水推進器部件，進一步研究噴水推進器內(nèi)部流場具有一定的參考價值.

常書平等[5]通過數(shù)值模擬研究了不同進速比IVR下進水流道水力性能，發(fā)現(xiàn)噴水推進泵在IVR=0.6～0.8工況下運行時，進水流道水力性能較好.李恩達[6]通過對進流條件的改變，揭示了混流式噴水推進泵流動失穩(wěn)產(chǎn)生機理.CAO等[7]對無軸式噴水推進泵的推力性能進行仿真分析，發(fā)現(xiàn)無軸式設(shè)計加強了推力性能，降低了進水流道出流面非均勻度.潘中永等[8]以一臺斜流式噴水推進器為研究對象，模擬其內(nèi)部流動不穩(wěn)定特性，發(fā)現(xiàn)不穩(wěn)定流動多出現(xiàn)在小流量工況下.HU等[9]通過試驗與仿真研究，發(fā)現(xiàn)噴水推進系統(tǒng)內(nèi)驅(qū)動軸轉(zhuǎn)動會給泵內(nèi)流動帶來不利影響，采用無軸式設(shè)計可以改善進水流道出流畸變程度.

文中以軸流式噴水推進器為研究對象，基于ANSYS-CFX軟件進行全流場定常數(shù)值模擬，對額定轉(zhuǎn)速5 500 r/min，不同航速1，15，30，45 knot工況下的噴水推進裝置內(nèi)部流動特性進行分析.

1 研究模型

1.1 計算模型

推進器裝置采用泵型為軸流泵，葉輪直徑155 mm,輪緣間隙0.5 mm，輪轂比為0.54，其設(shè)計流量Q=550 m3/h,揚程H=32 m,轉(zhuǎn)速n=5 500 r/min，比轉(zhuǎn)數(shù)ns=584,葉片數(shù)Z=5，導(dǎo)葉數(shù)Z=7.通過Pro/E軟件對葉輪、導(dǎo)葉、噴嘴、進水流道以及船體水體分別進行建模，噴水推進器模型如圖1所示.

圖1 噴水推進器模型

1.2 網(wǎng)格劃分

軸流泵葉輪區(qū)內(nèi)葉片扭曲比較嚴(yán)重，輪緣間隙較小，難以劃分，采用全自動拓?fù)渚W(wǎng)格劃分軟件ANSYS TurboGrid對葉輪區(qū)域進行結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格劃分處理.對葉片周圍和輪緣間隙區(qū)進行局部網(wǎng)格加密，近壁面第一層網(wǎng)格距離為6.0×10-5m，y+最大值為171，符合湍流模型求解要求.進水流道，導(dǎo)葉區(qū)和噴嘴區(qū)基于ICEM CFD進行結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格劃分.噴水推進器各部件網(wǎng)格如圖2所示.

圖2 噴水推進器網(wǎng)格

1.3 控制方程與邊界條件

以雷諾時均N-S方程作為基本控制方程，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型作為求解的湍流模型.標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型是由一個關(guān)于湍動能k的方程和一個關(guān)于湍動耗散率ε的方程組成.

圖3為計算域及邊界示意圖，進水流道下方的控制體代表船體周圍水域. 考慮到數(shù)值模擬的計算時間和精度，控制體的長、寬、高分別為葉輪進口直徑的30倍、10倍、8倍[10].噴水推進器位于控制體上表面對稱線上，噴嘴出口面距船底水域出口邊0.7 m.上游來流面設(shè)置為速度進口(Normal Speed)，Bulten理論指出高航速時，吸入流體受阻于斜坡中的逆壓梯度而發(fā)生流動分離，采用Weighardt公式[11]將船底邊界層影響考慮在內(nèi)有助于抑制二次流和流動分離.

圖3 計算域及邊界示意圖

邊界層厚度計算公式為

δ=0.27xRe-1/6,

(1)

進口速度計算公式為

(2)

上述式中：x為距船艏距離,m；雷諾數(shù)Re=Ux/ν,U為基準(zhǔn)速度，m/s，ν為水的運動黏性系數(shù)；vs為航速，m/s；y為吃水深度，m；N一般取9.船體水體出口和噴嘴均為自由出流.采用多重坐標(biāo)系MRF算法，旋轉(zhuǎn)域與靜止域交界面選擇Frozen Rotor模式進行數(shù)據(jù)傳遞.葉輪為旋轉(zhuǎn)域，葉輪外殼設(shè)置為絕對靜止壁面條件，葉片表面和輪轂設(shè)置為相對靜止壁面條件.進水流道、導(dǎo)葉、噴嘴和船底水體為靜止域，其壁面條件均設(shè)置為無滑移壁面，進水流道中的驅(qū)動軸設(shè)置為相對旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速為5 500 r/min.對流項采用高階求解格式，離散項采用中心差分格式，殘差收斂精度設(shè)置為10-5.

1.4 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

不同網(wǎng)格數(shù)目下的計算推力和出口流量如表1所示,Nm為網(wǎng)格數(shù)量.

表1 網(wǎng)格無關(guān)性分析

選擇推進器推力T和出口流量Q作為網(wǎng)格無關(guān)性參考，在一定航速下，調(diào)整網(wǎng)格數(shù)量，若推力和出口流量變化相對較小，則認(rèn)為數(shù)值計算結(jié)果與網(wǎng)格數(shù)無關(guān).選擇在轉(zhuǎn)速n=5 500 r/min,航速為1 knot的條件下對不同網(wǎng)格數(shù)下推進器的推力和出口流量進行對比分析.當(dāng)計算域網(wǎng)格數(shù)量在3 302 048時，再增加網(wǎng)格數(shù)量，推力和出口流量值變化很小，誤差在±5%以內(nèi)，符合網(wǎng)格無關(guān)性驗證要求.

2 推力試驗

由于實船試驗部件復(fù)雜、成本高，所以采用靜水試驗臺通過變轉(zhuǎn)速來測量噴水推進器推力性能.通過試驗數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)將測量數(shù)據(jù)傳輸?shù)诫娔X中.試驗為原型試驗，試驗水力部件尺寸與數(shù)模中保持一樣，試驗轉(zhuǎn)速與數(shù)模轉(zhuǎn)速保持一致.試驗臺如圖4所示.

圖4 試驗臺搭建

2.1 試驗數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

圖5為試驗數(shù)據(jù)采集系統(tǒng).

圖5 試驗數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

試驗采用的金諾JLET型拉力傳感器(見圖5a)，量程為0～5 t，綜合精度0.05% F·S，材質(zhì)為合金鋼，傳感器兩邊的電阻應(yīng)片阻值在噴水推進器噴射水流時會發(fā)生變化，這一變化經(jīng)過轉(zhuǎn)化變成電信號，傳輸?shù)綌?shù)據(jù)采集箱中.

數(shù)據(jù)采集箱如圖5b所示，數(shù)據(jù)采集箱信號類型為電壓，靈敏度為100 mV/g,量程為±10 V, 采集箱可以準(zhǔn)確地對接收到的拉力傳感器的電信號進行放大濾波處理，并通過模數(shù)轉(zhuǎn)換，轉(zhuǎn)化成數(shù)字量傳到多通道數(shù)據(jù)采集面板中，多通道數(shù)據(jù)采集軟件會將收集的二進制數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化為十進制數(shù)據(jù)，實現(xiàn)數(shù)據(jù)實時顯示，并形成力值曲線圖.

2.2 推力計算公式

采用動量流量法求解噴水推進器推力，推力計算公式為

T=ρQ(vj-αvin),

(3)

式中：ρ為流體密度,kg/m3;Q為噴水推進器噴嘴出口流量，m3/s;vj為推進器噴口速度，m/s;vin為進口速度，m/s;α為伴流系數(shù).

圖6為通過變轉(zhuǎn)速測量噴水推進器推力的試驗和模擬數(shù)據(jù)對比圖.在設(shè)計轉(zhuǎn)速5 500 r/min時，試驗和模擬推力誤差比值為4.6%，滿足誤差要求.由于是靜水試驗臺，vin=0，隨著轉(zhuǎn)速增加，流量增大，推力增加，初步分析由于模擬沒有考慮軸承摩擦等機械損失，也沒有考慮船體姿態(tài)變化對進流的影響，導(dǎo)致模擬值高于試驗值，但試驗和模擬值隨轉(zhuǎn)速變化趨勢吻合度較高，證明可以采用 CFD方法模擬噴水推進器內(nèi)部流動狀況.為了研究航速對噴水推進器性能的影響，所以采用CFD數(shù)值模擬進行不同航速下噴水推進器內(nèi)部流動特性分析.

圖6 噴水推進器推力性能曲線

3 計算結(jié)果及分析

3.1 各截面平均速度及葉輪葉片壓力載荷分析

噴水推進器各截面示意圖如圖7所示，其中截面1位于驅(qū)動軸下方，截面2經(jīng)過驅(qū)動軸位置，截面3為進水流道出口處截面，截面4為葉輪出口處截面，截面5為噴嘴出口截面.

圖7 截面示意圖

表2為不同航速下各截面平均速度，表中v3，v4，v5分別為截面3，4，5的平均速度.從表中可得，隨著航速增加，各截面平均速度均增大，其中葉輪出口截面速度較進水流道出口截面平均速度增幅較大，葉輪作為噴水推進器的重要做功部件，使水獲得壓能和動能，但同時水亦對葉輪葉片產(chǎn)生相互作用，主要體現(xiàn)在葉片載荷上，葉片載荷為同一流線葉片壓力面與吸力面壓力之差，因此有必要對不同航速下葉輪葉片載荷分布進行定量研究，對不同切面處壓力分布進行對比.span為葉片輪轂到輪緣的量綱一化距離，為0～1.圖8—10為葉輪不同切面在各個航速下的載荷分布情況.橫坐標(biāo)為流道截線streamwise, 為距葉片進口邊與出口邊的量綱一化距離，0～1.圖中0streamwise代表葉片進口邊截線，1.0streamwise代表葉片出口邊截線.

表2 不同航速下各截面平均速度

圖8為0.1span切面上的壓力分布圖.從圖中可以看出，除了在0streamwise附近之外，隨著streamwise的增加，葉片壓力面和吸力面壓力差值逐漸減小.在0.1span切面上，各個航速下的壓力面和吸力面壓力變化規(guī)律基本相似.高航速(45 knot)下葉片壓力面與吸力面壓差遠大于低航速(1 knot)葉片壓差，說明高航速下葉片壓力面與吸力面壓力梯度大.不同航速下，葉片壓力面壓力在0streamwise處(葉片進口邊)均達到峰值，隨后又急劇下降，這表明壓力面進口邊位置受到來流沖擊作用.隨著streamwise增加，壓力面壓力也逐漸增大，在1.0streamwise附近位置(葉片出口邊)，壓力面壓力又開始出現(xiàn)下降趨勢，可能原因是由于葉片尾部發(fā)生脫流，葉輪出口距導(dǎo)葉進口軸向間距較短，脫流液體與葉輪流向?qū)~的流體相互作用.對葉片吸力面，隨著航速增加，吸力面壓力逐漸增大，在0streamwise處(葉片進口邊)壓力出現(xiàn)負(fù)值.不同航速下，葉片進口邊壓力均出現(xiàn)負(fù)值，相較葉片其他位置，進口邊位置壓力面和吸力面的壓差最大.

圖8 不同航速下葉輪葉片切面壓力分布(0.1span)Fig.8 Pressure distribution of impeller blade section under different speed (0.1span)

圖9為0.5span切面處葉片壓力分布圖.可以看出，隨著航速增加，切面上葉片壓力面與吸力面的壓差逐漸增加，但增加的幅值小于0.1span切面.從圖中可以看出，葉片吸力面與壓力面壓力變化曲線更為平緩，說明在0.5span切面上壓力變化幅值比0.1span切面小.這是因為0.1span切面靠近輪轂，所以在0.5span切面上的流體流動狀態(tài)受輪轂直徑變化的影響比在0.1span切面上的要小.

圖9 不同航速下葉輪葉片切面壓力分布(0.5span)Fig.9 Pressure distribution of impeller blade section under different speed (0.5span)

圖10為0.9span切面上的壓力分布圖.由圖可知，0.9span切面上葉片壓力變化規(guī)律與0.5span基本一致.在streamwise值為0附近,葉片吸力面與壓力面壓力均出現(xiàn)峰值，且峰值大于0.1span和0.5span.這是由于0.9span切面位置靠近輪緣位置，輪緣間隙處存在泄漏流動，壓力變化更加明顯.

圖10 不同航速下葉輪葉片切面壓力分布(0.9span)Fig.10 Pressure distribution of impeller blade section under different speed (0.9span)

綜上，航速變化影響了葉輪葉片載荷情況，為了進一步研究航速變化對噴水推進器能量變化的影響，下面對不同航速下過流部件湍動能變化規(guī)律進行研究.

3.2 過流部件湍動能分析

湍動能作為流體能量耗散情況以及湍流中脈動劇烈程度的一個重要衡量指標(biāo)，湍動能越大，表明能量耗散越嚴(yán)重.圖11為推進器過流部件葉輪區(qū)、導(dǎo)葉區(qū)以及噴嘴區(qū)沿軸向中間截面在4個不同航速1，15，30，45 knot下的湍動能分布云圖.

圖11 不同航速下軸向中間截面湍動能分布云圖

從圖11可以看出，湍動能隨著航速增加，總體上呈增長趨勢.在低航速(1～15 knot)時增加并不明顯.在高航速(30～45 knot)時，最大湍動能增加幅值較大.各航速下的湍動能最大值主要分布在輪緣處,這主要是由于葉輪輪緣處存在間隙，葉輪壓力面壓力大，吸力面壓力小，由于壓差作用，輪緣間隙內(nèi)產(chǎn)生間隙泄漏流動，輪緣間隙較小，產(chǎn)生射流與來流相互作用，導(dǎo)致泵內(nèi)不穩(wěn)定流動，形成高湍動能區(qū).隨著航速增加，湍動能較大區(qū)域向輪轂處擴展.如圖11所示，在葉片進口處，葉片壓力面與工作面均產(chǎn)生較高湍動能，原因是葉片進口處壓力面被來流沖擊，產(chǎn)生流動分離現(xiàn)象，然后又與主流相互作用形成回流.航速較低時，葉輪進口流量小，進口液流角小于葉片安放角，葉片進口壓力面被來流沖擊.隨著航速增加，葉輪進口流量增大，進口液流角增加，沖擊效果減弱.泵軸功率減小，可見航速的變化影響了噴水推進器能量轉(zhuǎn)化.

水泵葉輪中流動屬于高雷諾數(shù)湍流，流動能量耗散主要以湍動能形式存在，湍流耗散功率可以表征流動能量損失，在湍動能核心區(qū)域，湍流耗散功率為

(4)

式中：P2為湍動能耗散功率；ε為湍動能耗散率.

圖12表明從流動能量損失角度，隨著航速增加，葉輪流動損失加大，在高航速區(qū)域內(nèi)，流動損失增幅大于低航速區(qū)損失增幅.

圖12 不同航速下葉輪能量損失

3.3 噴水推進器各截面流動分析

為了分析航速變化對噴水推進器內(nèi)部流動的影響，觀察圖7各截面速度流線分布情況.從圖13中可以看出，各個航速下水流高速區(qū)集中在進水流道傾斜直管段的下壁面，低速區(qū)集中在上壁面.1 knot 時，截面1下壁面有一對不明顯旋渦出現(xiàn)，這是由于船底水域的部分上游來流進入流道內(nèi)部，另一部分沿進水口外側(cè)流向下游.進水管道下壁面受管道內(nèi)部流動和外側(cè)相對高速流動的雙重作用，從而形成旋轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生旋渦.在30 knot時，航速高，流體流速快，主要沿進水流道下壁面流動，上壁面易出現(xiàn)死水區(qū)并與主流相互作用，從而造成截面1上壁面流體流動紊亂.

截面2經(jīng)過驅(qū)動軸，受驅(qū)動軸旋轉(zhuǎn)和彎管曲率變化的影響，截面2出現(xiàn)的旋渦較截面1更加明顯.低航速時，來流沖擊下壁面，旋渦集中在下壁面附近.高航速時，下彎管進流導(dǎo)致進水管上半部分流線曲率變化較大，受慣性力的影響，靠近上壁面流體先減速后加速，產(chǎn)生流動分離現(xiàn)象.

隨著截面位置的提高，截面3速度大小分布較均勻，這是因為截面3附近曲率變化小.從截面3上的旋渦分布可以看出旋渦發(fā)生順時針方向的移動，受圓柱繞流的影響，液流在驅(qū)動軸上方發(fā)生脫落形成新的反向渦對.隨著航速增加，旋渦數(shù)量減少，旋渦相互融合，截面3在高航速時的旋渦融合成一個大旋渦.

截面4相較于進水流道內(nèi)部截面流動較為均勻，沒有明顯旋渦產(chǎn)生，在葉輪葉片做功下流體流速明顯增加，截面5流動較為擾亂，在低航速和高航速時，均有旋渦產(chǎn)生，出現(xiàn)的旋渦數(shù)量大致等于導(dǎo)葉葉片數(shù)，由于葉輪出口到導(dǎo)葉進口的軸向間距較短，且葉輪出口流速過高，從而導(dǎo)致導(dǎo)葉內(nèi)部的不穩(wěn)定流動，并伴有旋渦產(chǎn)生.

4 結(jié) 論

1) 噴水推進器葉輪葉片在不同切面處的壓力載荷隨航速變化規(guī)律基本一致，隨著航速增加，吸力面與壓力面壓力差值逐漸減小，在葉片進口邊壓力達到峰值，在葉片出口邊壓力均略有下降.不同航速下，葉片進口邊壓力均出現(xiàn)負(fù)值，相較葉片其他位置，進口邊位置壓力面和吸力面的壓差最大.

2) 噴水推進器各過流部件湍動能隨著航速增加，湍動能增大，受航速增加的影響，內(nèi)部容易產(chǎn)生不穩(wěn)定流動，各航速下的湍動能最大值主要分布在輪緣處，從流動能量損失角度，葉輪在高航速時的流動損失增幅大于低航速.

3) 進水流道內(nèi)部流動受驅(qū)動軸旋轉(zhuǎn)和彎管曲率變化影響，出現(xiàn)帶有旋渦的不均勻流動，旋渦受航速影響，低航速時旋渦集中于進水流道下壁面，高航速時旋渦集中于進水流道上壁面，在高航速時，旋渦會發(fā)生融合現(xiàn)象.