导叶叶片数对喷水推进泵瞬态特性的影响

李明慧,刘厚林*,谈明高,吴贤芳,马皓晨

(1. 江苏大学国家水泵及系统工程技术研究中心,江苏 镇江212013;2. 江苏大学能源与动力工程学院,江苏 镇江212013;3. 江苏大学机械工程学院,江苏 镇江212013)

喷水推进是依靠喷出水流的反作用力获得推力的新型船舶推进方式[1-2].目前,喷水推进方式已经在各类船舶中广泛应用.喷水推进泵作为高速高性能船舶的主要动力装置,其运行特性已经成为船舶推进领域关注的热点,特别是其瞬态特性,对于船舶的安全稳定运行具有重要意义.

DUERR等[3]对喷水推进泵内速度场进行数值模拟,结果表明轴向速度不均会引起叶片非定常载荷,并产生噪声和振动.BULTEN等[4]采用全瞬态计算方法,对不同流量工况下喷水推进泵轴向力和径向力变化进行了计算.孟凯旋等[5]基于CFD数值模拟,研究了不同航速下喷水推进泵的压力脉动分布规律.LIU等[6]对非均匀来流对喷水推进泵非定常流动进行研究,表明非均匀来流使得压力脉动幅值更加剧烈.YANG等[7]采用边界元模型(BEM)对喷水推进泵全流域模型的脉动噪声进行数值分析,结果表明减小推进泵的压力脉动和进流不均匀度有助于降低噪声.韩伟等[8]基于DES模型,采用声学有限元方法对混流式喷水推进泵偶极子源引起的噪声进行数值模拟,得到影响叶轮和导叶噪声的主要因素.LI等[9]研究了叶轮旋转对辐射噪声的影响,认为叶轮与导叶的相互作用是导致噪声的主要因素.WU等[10]对喷水推进泵加速工况的瞬态特性进行研究,得到加速时间和加速方式对瞬态特性的影响规律.张德胜等[11]对喷水推进泵不同流量工况进行数值模拟,结果表明随着流量增大,压力脉动幅值增大,声功率级随之上升.HAN等[12]研究了导叶数对喷水推进泵推力性能的影响,建立了推进效率随导叶数变化的数学模型.以上研究表明,导叶结构对喷水推进泵的压力脉动、振动以及噪声等性能均存在影响.

综上所述,导叶叶片数对喷水推进泵瞬态特性影响的研究相对较少.为此,文中采用试验和数值计算相结合的方法,对喷水推进泵在不同导叶叶片数下的瞬态特性进行研究,以揭示喷水推进泵瞬态特性随导叶叶片数变化的规律,为喷水推进泵导叶的水力设计和噪声性能优化提供一定参考.

1 试 验

1.1 试验对象

以某型喷水推进泵为试验对象,该泵主要结构包括进水弯管、叶轮、导叶和喷嘴4个部件,各部件几何参数分别为叶轮直径D1=150 mm,叶轮叶片数Z1=3,导叶直径D2=150 mm,导叶叶片数Z2=6,喷嘴出口直径D3=80 mm,导流叶片数Z3=6,进水弯管直径D4=150 mm, 进水弯管弯曲角α=60°.该模型泵试验运行转速为n=1 800 r/min.

1.2 试验装置

试验装置主要由喷水推进泵、电动机、进出口管路、稳压罐、阀门以及试验测试系统等组成,其中稳压罐保证喷水推进泵进口压力稳定,阀门用于调节泵的运行工况.图1为试验装置示意图.

图1 喷水推进泵测试试验台示意图

分别采用WT2000智能压力变送器、MF/C3511021100CR102电磁流量计、HY6100 型动态压力传感器、RHSA-10型水听器、JC型转速转矩传感器测量喷水推进泵的进出口压力、流量、压力脉动、内流诱导噪声、转速及转矩,其中压力脉动测定布置在泵出口2倍管径处,水听器采用齐平式安装[13],布置在距离泵出口法兰4倍管径处,非定常数据的采样频率为12 800 Hz.喷水推进泵试验测试系统如图2所示.

图2 喷水推进泵试验测试系统

2 数值计算

2.1 计算模型

喷水推进泵计算模型分为均匀进流模型和非均匀进流模型,如图3所示.

图3 喷水推进泵计算域水体三维造型

均匀进流模型模拟喷水推进泵试验测试中进流状态,采用进水弯管进流.均匀进流模型主要包括进水弯管、叶轮、导叶、喷嘴和出口延长段5个部分.

非均匀进流模型模拟喷水推进泵实际运行中的进流状态,进水部件为实际进水流道,并增加进水控制体模拟实际运行条件.非均匀进流模型计算域主要由进水控制体、进水流道、叶轮、导叶、喷嘴以及出口延长段组成,其中进水控制体的长度、宽度、高度分别为推进泵叶轮进口直径的30倍、10倍和8倍[14].

2.2 网格划分及其无关性检验

六面体网格相比四面体网格和混合网格具有生成网格质量高、计算精度高且计算快速等优点,因此采用六面体网格对模型计算域进行网格划分.图4为喷水推进泵主要部件计算域网格,各部件的网格质量均大于0.3.

图4 喷水推进泵主要部件网格

模型的网格数量直接影响数值模拟的时长与精度,为避免网格数量对模拟结果的影响,对喷水推进泵划分5种不同数量的网格,以扬程H和推力F为检验标准,进行无关性验证,结果如图5所示.

图5 网格无关性检验

由图5可以看出,当均匀进流模型总网格数为 238万、非均匀进流模型总网格数为262万时,计算的扬程和推力趋于稳定,可采用此网格数进行后续计算.

2.3 声学网格划分

采用非结构化四面体网格对喷水推进泵模型进行声学网格划分.在喷水推进泵声学求解计算中,为满足流场数据准确映射到声学网格中,要求声学网格尺寸与计算频率满足如下关系,即

(1)

式中:L为网格单元长度;c为声音在流体介质中的传播速度;fmax为最大计算频率.

由于对喷水推进泵内流诱导噪声的最大分析频率为3 000 Hz,要求声学网格的单元长度小于83 mm.表1给出了泵各过流部件声学网格尺寸以及总网格数,可以看出,各过流部件声学网格尺寸均满足声学计算要求.

表1 喷水推进泵声学网格

2.4 边界条件设置

进口边界设置为速度进口,流场控制体边界设置为自由出流,喷嘴出口边界设置为静压出口.

静止区域壁面设置为无滑移壁面,近壁区采用标准壁面函数处理.稳态计算采用冻结转子交界面,瞬态计算采用瞬态动静交界面.定常计算采用RNGk-ε湍流模型,非定常计算采用DES混合模型,计算采用高分辨率格式离散,收敛精度设为1.0×10-4.

为保证流场计算的非定常信号满足后续噪声计算的信号完整度以及分辨率,设置叶轮旋转1°计算1次,即时间步长为9.259 3×10-5s,共计算13个周期,总时间步长约为0.433 3 s.提取叶轮的旋转偶极子和导叶的固定偶极子数据,进行后续内流噪声计算.采用声学有限元方法进行声学模拟,在声学计算设置中,选择流体材料为水,特性声阻抗为Z′=ρc=1.5×106kg/(m2·s),其中c=1 500 m/s.喷水推进泵各部件表面设置为全反射壁面,定义进出口边界为声阻抗属性.监测点设置在距喷水推进泵出口法兰4倍管径处,与内流噪声试验监测点位置相同.

2.5 研究方案

2.5.1 数值模拟方法可靠性验证

当船舶以30节航速(即55.560 km/h)航行时,对喷水推进泵流量为47 m3/h的工况进行试验测试,得到压力脉动和内流诱导噪声试验数据,并与计算结果对比,以验证数值模拟方法的可靠性.

2.5.2 不同导叶叶片数方案

当船舶以30节航速航行时,对导叶叶片数Z2分别为5,6,7的喷水推进泵模型的流场和内声场进行模拟,得到喷水推进泵不同导叶叶片数下的流场特性和声学特性.

3 数值模拟方法验证

3.1 压力脉动性能验证

图6为喷水推进泵出口2倍管径处压力脉动频域分布试验与数值模拟结果的对比,可以看出:喷水推进泵试验与模拟的压力脉动主频均为导叶叶频,次主频为轴频,并存在轴频谐频等特征频率;数值模拟的压力脉动主频处幅值Cp与试验幅值有一定差异,这可能是由于试验中监测点附近阀门对流动的干扰以及试验中进流不够均匀导致的;试验与模拟的压力脉动频域分布规律基本一致,验证了喷水推进泵压力脉动数值模拟方法的可靠性.

图6 喷水推进泵试验与模拟压力脉动频域对比

3.2 内流诱导噪声性能验证

图7为喷水推进泵内流诱导噪声的试验与数值模拟结果对比,可以看出:内流诱导噪声Lp的数值模拟结果与试验结果的变化趋势基本一致,在叶轮叶频(90 Hz)以及导叶叶频(180 Hz)处模拟值与试验值较吻合,喷水推进泵内流噪声试验和模拟的主频均为导叶叶频;在内流噪声主频处,试验声压级幅值为129.5 dB,模拟声压级幅值为129.7 dB,偏差为0.19%.数值模拟结果与试验测试结果较为一致,阀门所造成的流动干扰对噪声测试结果影响较小,这是因为湍流边界层脉动压力量值远小于真声信号,对噪声测试的影响基本可以忽略[13],这表明文中所采用的内流诱导噪声计算方法是可靠的.

图7 内流噪声试验与数值模拟结果对比

4 数值模拟结果及分析

4.1 推力性能分析

图8为在不同导叶叶片数下喷水推进泵推力F-转矩T-流量Q的变化曲线,可以看出:随着导叶叶片数Z2增大,喷水推进泵的推力先减小后增大,导叶叶片数为6时泵的推力最小,导叶叶片数为5,7时泵的推力均有所增大,相比6叶片导叶, 5叶片导叶时泵推力提高1.18%,7叶片导叶时泵推力提高0.63%;随着导叶叶片数增大,喷水推进泵流量逐渐减小,转矩则逐渐增大.

图8 不同导叶叶片数方案下推力-转矩-流量变化

4.2 压力脉动频域分布

在叶轮出口从轮缘至轮毂等距设置3个压力脉动监测点,分别为P11,P12,P13,如图9所示.

图9 压力脉动监测点设置

图10为不同导叶叶片数Z2下叶轮出口压力脉动频域分布.

图10 不同导叶叶片数下叶轮出口压力脉动频域分布

由图10a可以看出:导叶叶片数为5时,叶轮出口压力脉动主频在叶频处,次主频为6倍轴频,并在叶频倍频处存在特征频率,表明5叶片导叶下叶轮出口的压力脉动主要受叶轮转动的影响;从轮缘至轮毂,压力脉动主频处幅值先减小后增大,轮毂处幅值最高.

由图10b可以看出:导叶叶片数为6时,叶轮出口处的压力脉动主频为叶轮叶频,次主频为导叶叶频;轮毂处压力脉动主频处幅值最高,流道中心处最低,为轮毂处幅值的73.7%.

由图10c可以看出:导叶叶片数为7时,叶轮出口压力脉动主频为叶频,次主频为6倍轴频,并分布有叶片倍频特征频率;从轮缘至轮毂,压力脉动主频处幅值先减小后增大.

综上所述,叶轮出口压力脉动主频均为叶频,并包含叶频倍频特征频率,5叶片和7叶片导叶时的次主频均为6倍轴频.6倍轴频并不对应导叶叶片数几何特征,而是由于叶轮叶片数与导叶叶片数组合产生的新的叶片通过频率.由此可知,导叶叶片数对叶轮出口压力脉动频域分布规律影响较小.

对比不同监测点处压力脉动幅值可知,从轮缘至轮毂,不同导叶叶片数下压力脉动主频处幅值均先减小后增大,轮毂处压力脉动主频幅值最高.对比不同导叶叶片数下压力脉动幅值可知,随着导叶叶片数增大,轮毂处压力脉动幅值先减小后增大,导叶叶片数为7时轮毂处压力脉动幅值最高,轮缘和中间位置处压力脉动主频幅值随着导叶叶片数增大而逐渐降低.

4.3 内流噪声声压级频域分布

图11为不同导叶叶片数下内流噪声频域分布,可以看出:导叶叶片数为5时,喷水推进泵内流噪声主频为叶轮叶频,次主频为6倍轴频,频谱中存在轴频以及叶频倍频等特征频率,主频处声压级幅值为134.0 dB,特征频率处声压级幅值随频率的增大呈下降的趋势;导叶叶片数为6时,喷水推进泵内流噪声主频为导叶叶频,幅值为131.8 dB,次主频为叶轮叶频,声压级幅值为124.6 dB;导叶叶片数为7时,喷水推进泵内流噪声的主频为6倍轴频,次主频为叶轮叶频,并存在叶频倍频特征频率,主频处声压级幅值为130.0 dB.

图11 不同导叶叶片数下内流噪声频域分布

综上所述,导叶叶片数为5,7时,声压级频谱中均出现6倍轴频特征频率,其中6倍轴频是由于叶轮叶片数与导叶叶片数组合产生的新的叶片通过频率.改变导叶叶片数会导致内流诱导噪声主频发生变化:导叶叶片数为5时,叶轮转动频率在噪声频谱中发挥主要作用;导叶叶片数为6时,导叶叶频对噪声影响增大;导叶叶片数为7时,组合产生的新的叶片通过频率成为内流噪声主频,这说明导叶叶片数为7时,组合产生新的叶片通过频率对内流噪声影响加剧.对比内流噪声幅值可知,随着导叶叶片数的增多,喷水推进泵内流诱导噪声主频处幅值逐渐降低.

4.4 内流噪声总声压级分析

为衡量喷水推进泵在特征频段的声压能量,对泵内总声压级Lpt进行分析,即

(2)

图12为不同导叶叶片数下各频段噪声总声压级分布,可以看出:在中低频段(10～1 000 Hz),随着导叶叶片数增大,内流噪声总声压级逐渐下降;在高频段(1 000～3 000 Hz),导叶叶片数为6时总声压级最高,导叶叶片数为5,7时总声压级均有所下降,这可能与高频段声压级分布更为集中有关;在全频段(10～3 000 Hz),总声压级与中低频段总声压级分布一致,这说明中低频段的噪声信号是内流噪声能量的最主要贡献量.

图12 不同导叶叶片数下各频段噪声总声压级

5 结 论

采用试验和数值模拟相结合的方法,对喷水推进泵在不同导叶叶片数下的瞬态特性进行研究,分析导叶叶片数对喷水推进泵的推力、压力脉动、内流诱导噪声性能的影响规律,得到结论如下:

1) 喷水推进泵的推力随着导叶叶片数增大呈先减小后增大趋势,其中导叶叶片数为6时推力最低.随着导叶叶片数增大,喷水推进泵的流量逐渐减小,转矩逐渐增大.

2) 导叶叶片数不影响叶轮出口压力脉动主频分布规律,主要影响压力脉动主频处幅值.随着导叶叶片数增大,轮毂处压力脉动幅值先减小后增大,轮缘和流道中心处压力脉动幅值均逐渐减小.

3) 喷水推进泵内流诱导噪声主频处幅值随着导叶叶片数的增大逐渐降低.不同导叶叶片数下,喷水推进泵内流噪声主频发生变化,噪声频域分布受叶轮与导叶组合频率的影响.随着导叶叶片数增大,喷水推进泵总声压级逐渐降低.