船用喷水推进器内部流动特性分析

刘月伟，潘中永

(江苏大学国家水泵及系统工程技术研究中心，江苏 镇江 212013)

喷水推进器装置通常由进水流道、推进泵、喷口和操纵机构组成，具有推进效率高，抗空泡性能优良、操纵性能好、附体阻力小等优点，其基本原理是利用推进泵喷射水流的反作用力驱动海上航行体前行，目前已广泛应用于船舶领域，特别是高速船舶和军事舰艇上[1-3].随着计算机技术的快速发展和研究内容的深入，国内外研究者的成果多集中于推进泵的理论设计.压力脉动特性以及空化性能研究，而对变航速工况下推进器装置内部流动特性鲜有研究.喷水推进器相较于推进泵增加了进水流道过流部件，不能以推进泵理想进流为前提，忽略非均匀进流特性[4].因此，对不同航速下喷水推进器内部流场作具体分析，为以后优化喷水推进器部件，进一步研究喷水推进器内部流场具有一定的参考价值.

常书平等[5]通过数值模拟研究了不同进速比IVR下进水流道水力性能，发现喷水推进泵在IVR=0.6～0.8工况下运行时，进水流道水力性能较好.李恩达[6]通过对进流条件的改变，揭示了混流式喷水推进泵流动失稳产生机理.CAO等[7]对无轴式喷水推进泵的推力性能进行仿真分析，发现无轴式设计加强了推力性能，降低了进水流道出流面非均匀度.潘中永等[8]以一台斜流式喷水推进器为研究对象，模拟其内部流动不稳定特性，发现不稳定流动多出现在小流量工况下.HU等[9]通过试验与仿真研究，发现喷水推进系统内驱动轴转动会给泵内流动带来不利影响，采用无轴式设计可以改善进水流道出流畸变程度.

文中以轴流式喷水推进器为研究对象，基于ANSYS-CFX软件进行全流场定常数值模拟，对额定转速5 500 r/min，不同航速1，15，30，45 knot工况下的喷水推进装置内部流动特性进行分析.

1 研究模型

1.1 计算模型

推进器装置采用泵型为轴流泵，叶轮直径155 mm,轮缘间隙0.5 mm，轮毂比为0.54，其设计流量Q=550 m3/h,扬程H=32 m,转速n=5 500 r/min，比转数ns=584,叶片数Z=5，导叶数Z=7.通过Pro/E软件对叶轮、导叶、喷嘴、进水流道以及船体水体分别进行建模，喷水推进器模型如图1所示.

图1 喷水推进器模型

1.2 网格划分

轴流泵叶轮区内叶片扭曲比较严重，轮缘间隙较小，难以划分，采用全自动拓扑网格划分软件ANSYS TurboGrid对叶轮区域进行结构化六面体网格划分处理.对叶片周围和轮缘间隙区进行局部网格加密，近壁面第一层网格距离为6.0×10-5m，y+最大值为171，符合湍流模型求解要求.进水流道，导叶区和喷嘴区基于ICEM CFD进行结构化六面体网格划分.喷水推进器各部件网格如图2所示.

图2 喷水推进器网格

1.3 控制方程与边界条件

以雷诺时均N-S方程作为基本控制方程，采用标准k-ε湍流模型作为求解的湍流模型.标准k-ε湍流模型是由一个关于湍动能k的方程和一个关于湍动耗散率ε的方程组成.

图3为计算域及边界示意图，进水流道下方的控制体代表船体周围水域. 考虑到数值模拟的计算时间和精度，控制体的长、宽、高分别为叶轮进口直径的30倍、10倍、8倍[10].喷水推进器位于控制体上表面对称线上，喷嘴出口面距船底水域出口边0.7 m.上游来流面设置为速度进口(Normal Speed)，Bulten理论指出高航速时，吸入流体受阻于斜坡中的逆压梯度而发生流动分离，采用Weighardt公式[11]将船底边界层影响考虑在内有助于抑制二次流和流动分离.

图3 计算域及边界示意图

边界层厚度计算公式为

δ=0.27xRe-1/6,

(1)

进口速度计算公式为

(2)

上述式中：x为距船艏距离,m；雷诺数Re=Ux/ν,U为基准速度，m/s，ν为水的运动黏性系数；vs为航速，m/s；y为吃水深度，m；N一般取9.船体水体出口和喷嘴均为自由出流.采用多重坐标系MRF算法，旋转域与静止域交界面选择Frozen Rotor模式进行数据传递.叶轮为旋转域，叶轮外壳设置为绝对静止壁面条件，叶片表面和轮毂设置为相对静止壁面条件.进水流道、导叶、喷嘴和船底水体为静止域，其壁面条件均设置为无滑移壁面，进水流道中的驱动轴设置为相对旋转，转速为5 500 r/min.对流项采用高阶求解格式，离散项采用中心差分格式，残差收敛精度设置为10-5.

1.4 网格无关性验证

不同网格数目下的计算推力和出口流量如表1所示,Nm为网格数量.

表1 网格无关性分析

选择推进器推力T和出口流量Q作为网格无关性参考，在一定航速下，调整网格数量，若推力和出口流量变化相对较小，则认为数值计算结果与网格数无关.选择在转速n=5 500 r/min,航速为1 knot的条件下对不同网格数下推进器的推力和出口流量进行对比分析.当计算域网格数量在3 302 048时，再增加网格数量，推力和出口流量值变化很小，误差在±5%以内，符合网格无关性验证要求.

2 推力试验

由于实船试验部件复杂、成本高，所以采用静水试验台通过变转速来测量喷水推进器推力性能.通过试验数据采集系统将测量数据传输到电脑中.试验为原型试验，试验水力部件尺寸与数模中保持一样，试验转速与数模转速保持一致.试验台如图4所示.

图4 试验台搭建

2.1 试验数据采集系统

图5为试验数据采集系统.

图5 试验数据采集系统

试验采用的金诺JLET型拉力传感器(见图5a)，量程为0～5 t，综合精度0.05% F·S，材质为合金钢，传感器两边的电阻应片阻值在喷水推进器喷射水流时会发生变化，这一变化经过转化变成电信号，传输到数据采集箱中.

数据采集箱如图5b所示，数据采集箱信号类型为电压，灵敏度为100 mV/g,量程为±10 V, 采集箱可以准确地对接收到的拉力传感器的电信号进行放大滤波处理，并通过模数转换，转化成数字量传到多通道数据采集面板中，多通道数据采集软件会将收集的二进制数据转化为十进制数据，实现数据实时显示，并形成力值曲线图.

2.2 推力计算公式

采用动量流量法求解喷水推进器推力，推力计算公式为

T=ρQ(vj-αvin),

(3)

式中：ρ为流体密度,kg/m3;Q为喷水推进器喷嘴出口流量，m3/s;vj为推进器喷口速度，m/s;vin为进口速度，m/s;α为伴流系数.

图6为通过变转速测量喷水推进器推力的试验和模拟数据对比图.在设计转速5 500 r/min时，试验和模拟推力误差比值为4.6%，满足误差要求.由于是静水试验台，vin=0，随着转速增加，流量增大，推力增加，初步分析由于模拟没有考虑轴承摩擦等机械损失，也没有考虑船体姿态变化对进流的影响，导致模拟值高于试验值，但试验和模拟值随转速变化趋势吻合度较高，证明可以采用 CFD方法模拟喷水推进器内部流动状况.为了研究航速对喷水推进器性能的影响，所以采用CFD数值模拟进行不同航速下喷水推进器内部流动特性分析.

图6 喷水推进器推力性能曲线

3 计算结果及分析

3.1 各截面平均速度及叶轮叶片压力载荷分析

喷水推进器各截面示意图如图7所示，其中截面1位于驱动轴下方，截面2经过驱动轴位置，截面3为进水流道出口处截面，截面4为叶轮出口处截面，截面5为喷嘴出口截面.

图7 截面示意图

表2为不同航速下各截面平均速度，表中v3，v4，v5分别为截面3，4，5的平均速度.从表中可得，随着航速增加，各截面平均速度均增大，其中叶轮出口截面速度较进水流道出口截面平均速度增幅较大，叶轮作为喷水推进器的重要做功部件，使水获得压能和动能，但同时水亦对叶轮叶片产生相互作用，主要体现在叶片载荷上，叶片载荷为同一流线叶片压力面与吸力面压力之差，因此有必要对不同航速下叶轮叶片载荷分布进行定量研究，对不同切面处压力分布进行对比.span为叶片轮毂到轮缘的量纲一化距离，为0～1.图8—10为叶轮不同切面在各个航速下的载荷分布情况.横坐标为流道截线streamwise, 为距叶片进口边与出口边的量纲一化距离，0～1.图中0streamwise代表叶片进口边截线，1.0streamwise代表叶片出口边截线.

表2 不同航速下各截面平均速度

图8为0.1span切面上的压力分布图.从图中可以看出，除了在0streamwise附近之外，随着streamwise的增加，叶片压力面和吸力面压力差值逐渐减小.在0.1span切面上，各个航速下的压力面和吸力面压力变化规律基本相似.高航速(45 knot)下叶片压力面与吸力面压差远大于低航速(1 knot)叶片压差，说明高航速下叶片压力面与吸力面压力梯度大.不同航速下，叶片压力面压力在0streamwise处(叶片进口边)均达到峰值，随后又急剧下降，这表明压力面进口边位置受到来流冲击作用.随着streamwise增加，压力面压力也逐渐增大，在1.0streamwise附近位置(叶片出口边)，压力面压力又开始出现下降趋势，可能原因是由于叶片尾部发生脱流，叶轮出口距导叶进口轴向间距较短，脱流液体与叶轮流向导叶的流体相互作用.对叶片吸力面，随着航速增加，吸力面压力逐渐增大，在0streamwise处(叶片进口边)压力出现负值.不同航速下，叶片进口边压力均出现负值，相较叶片其他位置，进口边位置压力面和吸力面的压差最大.

图8 不同航速下叶轮叶片切面压力分布(0.1span)Fig.8 Pressure distribution of impeller blade section under different speed (0.1span)

图9为0.5span切面处叶片压力分布图.可以看出，随着航速增加，切面上叶片压力面与吸力面的压差逐渐增加，但增加的幅值小于0.1span切面.从图中可以看出，叶片吸力面与压力面压力变化曲线更为平缓，说明在0.5span切面上压力变化幅值比0.1span切面小.这是因为0.1span切面靠近轮毂，所以在0.5span切面上的流体流动状态受轮毂直径变化的影响比在0.1span切面上的要小.

图9 不同航速下叶轮叶片切面压力分布(0.5span)Fig.9 Pressure distribution of impeller blade section under different speed (0.5span)

图10为0.9span切面上的压力分布图.由图可知，0.9span切面上叶片压力变化规律与0.5span基本一致.在streamwise值为0附近,叶片吸力面与压力面压力均出现峰值，且峰值大于0.1span和0.5span.这是由于0.9span切面位置靠近轮缘位置，轮缘间隙处存在泄漏流动，压力变化更加明显.

图10 不同航速下叶轮叶片切面压力分布(0.9span)Fig.10 Pressure distribution of impeller blade section under different speed (0.9span)

综上，航速变化影响了叶轮叶片载荷情况，为了进一步研究航速变化对喷水推进器能量变化的影响，下面对不同航速下过流部件湍动能变化规律进行研究.

3.2 过流部件湍动能分析

湍动能作为流体能量耗散情况以及湍流中脉动剧烈程度的一个重要衡量指标，湍动能越大，表明能量耗散越严重.图11为推进器过流部件叶轮区、导叶区以及喷嘴区沿轴向中间截面在4个不同航速1，15，30，45 knot下的湍动能分布云图.

图11 不同航速下轴向中间截面湍动能分布云图

从图11可以看出，湍动能随着航速增加，总体上呈增长趋势.在低航速(1～15 knot)时增加并不明显.在高航速(30～45 knot)时，最大湍动能增加幅值较大.各航速下的湍动能最大值主要分布在轮缘处,这主要是由于叶轮轮缘处存在间隙，叶轮压力面压力大，吸力面压力小，由于压差作用，轮缘间隙内产生间隙泄漏流动，轮缘间隙较小，产生射流与来流相互作用，导致泵内不稳定流动，形成高湍动能区.随着航速增加，湍动能较大区域向轮毂处扩展.如图11所示，在叶片进口处，叶片压力面与工作面均产生较高湍动能，原因是叶片进口处压力面被来流冲击，产生流动分离现象，然后又与主流相互作用形成回流.航速较低时，叶轮进口流量小，进口液流角小于叶片安放角，叶片进口压力面被来流冲击.随着航速增加，叶轮进口流量增大，进口液流角增加，冲击效果减弱.泵轴功率减小，可见航速的变化影响了喷水推进器能量转化.

水泵叶轮中流动属于高雷诺数湍流，流动能量耗散主要以湍动能形式存在，湍流耗散功率可以表征流动能量损失，在湍动能核心区域，湍流耗散功率为

(4)

式中：P2为湍动能耗散功率；ε为湍动能耗散率.

图12表明从流动能量损失角度，随着航速增加，叶轮流动损失加大，在高航速区域内，流动损失增幅大于低航速区损失增幅.

图12 不同航速下叶轮能量损失

3.3 喷水推进器各截面流动分析

为了分析航速变化对喷水推进器内部流动的影响，观察图7各截面速度流线分布情况.从图13中可以看出，各个航速下水流高速区集中在进水流道倾斜直管段的下壁面，低速区集中在上壁面.1 knot 时，截面1下壁面有一对不明显旋涡出现，这是由于船底水域的部分上游来流进入流道内部，另一部分沿进水口外侧流向下游.进水管道下壁面受管道内部流动和外侧相对高速流动的双重作用，从而形成旋转运动产生旋涡.在30 knot时，航速高，流体流速快，主要沿进水流道下壁面流动，上壁面易出现死水区并与主流相互作用，从而造成截面1上壁面流体流动紊乱.

截面2经过驱动轴，受驱动轴旋转和弯管曲率变化的影响，截面2出现的旋涡较截面1更加明显.低航速时，来流冲击下壁面，旋涡集中在下壁面附近.高航速时，下弯管进流导致进水管上半部分流线曲率变化较大，受惯性力的影响，靠近上壁面流体先减速后加速，产生流动分离现象.

随着截面位置的提高，截面3速度大小分布较均匀，这是因为截面3附近曲率变化小.从截面3上的旋涡分布可以看出旋涡发生顺时针方向的移动，受圆柱绕流的影响，液流在驱动轴上方发生脱落形成新的反向涡对.随着航速增加，旋涡数量减少，旋涡相互融合，截面3在高航速时的旋涡融合成一个大旋涡.

截面4相较于进水流道内部截面流动较为均匀，没有明显旋涡产生，在叶轮叶片做功下流体流速明显增加，截面5流动较为扰乱，在低航速和高航速时，均有旋涡产生，出现的旋涡数量大致等于导叶叶片数，由于叶轮出口到导叶进口的轴向间距较短，且叶轮出口流速过高，从而导致导叶内部的不稳定流动，并伴有旋涡产生.

4 结 论

1) 喷水推进器叶轮叶片在不同切面处的压力载荷随航速变化规律基本一致，随着航速增加，吸力面与压力面压力差值逐渐减小，在叶片进口边压力达到峰值，在叶片出口边压力均略有下降.不同航速下，叶片进口边压力均出现负值，相较叶片其他位置，进口边位置压力面和吸力面的压差最大.

2) 喷水推进器各过流部件湍动能随着航速增加，湍动能增大，受航速增加的影响，内部容易产生不稳定流动，各航速下的湍动能最大值主要分布在轮缘处，从流动能量损失角度，叶轮在高航速时的流动损失增幅大于低航速.

3) 进水流道内部流动受驱动轴旋转和弯管曲率变化影响，出现带有旋涡的不均匀流动，旋涡受航速影响，低航速时旋涡集中于进水流道下壁面，高航速时旋涡集中于进水流道上壁面，在高航速时，旋涡会发生融合现象.