靜動間距對前置導葉軸流式推進器水力性能影響的試驗分析

馮 超，陶 金，陳建平

(中國船舶工業集團公司第七〇八研究所 噴水推進技術重點實驗室，上海 200011)

0 引 言

隨著船舶速度與環保性指標的提高，在過去的20年間，對噴水推進器的效率、振動、噪聲和適用性等要求與日俱增，前置導葉軸流式推進器應運而生，其結構如圖1所示。前置導葉軸流式推進器具有流量大、振動小、噪聲低、安裝靈活等優點，在船體小型且隱形化、航行高速且機動化的潛水航行艇上具有廣闊的應用前景[1]。

圖1 前置導葉軸流式推進器結構示例

戴原星等[1]求解由RNGk-ε雙方程湍流模型封閉的相對定常雷諾時均方程,對前置導葉軸流式推進器進行全三維數值模擬,得到通用特性曲線，但對于前置導葉軸流式推進器水力性能的試驗研究較少。本文根據前置導葉軸流式推進器的特點和實際工作情況，在傳統軸流式推進器水力性能試驗的基礎上，提出更先進、準確的試驗方法和設備，開展靜動間距對前置導葉軸流式推進器水力性能影響的物理試驗，將試驗結果與數值計算結果進行對比分析，驗證數值計算的有效性，初步掌握靜動間距對水力性能的影響規律，對前置導葉軸流式推進器的設計、數值計算和實際應用提供參考。

1 試驗方法和設備改進

目前國內噴水推進器水力試驗主要參考國標GB/T 3216-2016《回轉動力泵 水力性能驗收試驗 1級、2級和3級》開展。由于前置導葉軸流式推進器的水力性能及結構與回轉動力泵有較大區別，該標準不能完全適用，國內關于前置導葉軸流式推進器試驗的參考資料和研究成果也較少，因此對傳統試驗方法和設備進行改進。

1.1 揚程修正

在揚程測量中，為了在測壓截面上獲得理想的液流狀態，進出口測壓截面與推進器進出口法蘭有2D(D為管路直徑，D=300 mm)距離[2]。由于管壁粗糙度大，快速流動的液流與管壁發生摩擦，在進口測壓截面至推進器進口法蘭，以及推進器出口法蘭至出口測壓截面內造成了兩部分水頭損失(H1和H2)，影響了小揚程推進器水力性能試驗精度。此外，在相同流量下靜動間距變化時，實測揚程發生變化，但液流速度不變，水頭損失也不變，不同實測揚程的水頭損失占比不同，無法準確比較不同靜動間距對推進器揚程的影響，有必要對實測揚程進行修正。

降低管壁粗糙度可減少水頭損失，但加工成本高，利用沿程損失公式和普氏系數，改編計算機水力性能試驗程序，把水頭損失(H1和H2)加到實測揚程上，剔除水頭損失對揚程測量的影響。沿程損失為

(1)

式中：l為測量截面至進出口法蘭距離；D為管路直徑；V為流速；λ為普氏系數，查表得0.013 9；g為當地重力加速度。

1.2 功率修正

推進器主軸通過葉輪端和驅動端軸支架支撐，支架內安裝了軸承及密封件。在傳動過程中，軸承和密封件的摩擦導致葉輪獲得的功率低于電動機輸出功率，即傳動效率≤100%，傳動損失影響了低功率推進器水力性能試驗精度。此外，在相同流量下靜動間距變化時，實測功率發生變化，但主軸轉速不變，傳動損失也不變，不同實測功率的傳動損失占比不同，無法準確比較不同靜動間距對推進器功率的影響，有必要對實測功率進行修正。

各型前置導葉軸流式推進器使用的軸承規格、密封件型式不同，導致傳動損失也不同，只能通過無葉輪狀態下的空載功率試驗測得額定轉速下的傳動損失。改編計算機的水力性能試驗程序，將實測功率減去傳動損失，即可得到實際輸入功率，剔除傳動損失對功率測量的影響。

1.3 降低測量誤差

測量誤差對小揚程、低功率推進器的水力性能試驗精度影響較大，測量誤差由系統誤差和隨機誤差組成，縮小系統誤差和隨機誤差可提高試驗精度[3]。系統誤差可通過提升傳感器精度等級縮?。簻y壓傳感器選用E+H PMC71型、滿量程范圍0.02級精度，測功傳感器選用湘儀動力JC2C型、滿量程范圍0.1級精度，流量傳感器選用科隆OPTIFLUX2000型、滿量程范圍0.2級精度。隨機誤差具有互相抵消性，可通過高頻率反復采樣后取平均值的方法縮小，改編計算機的水力性能采樣程序，在同一工況下進行50次重復采樣，采樣間隔為500 ms，取每組數據的平均值為最終水力性能。

1.4 設置進口整流裝置

前置導葉軸流式推進器在水下工作時，進口具有高速均勻來流，且前置導葉會對來流進行預旋。在無法加長試驗段前直管路長度的前提下，為模擬實際工作情況并準確獲得前置導葉對來流的預旋效果，根據直徑D為300 mm的進口管路內流速分布，設計整流格柵和整流葉片，格柵表面分布相應直徑為d的通孔，如圖2所示。葉片與格柵焊接為一體，將整流裝置布置在進口前5D處。

圖2 整流裝置結構示例

1.5 設置增壓泵

潛水航行艇通常航行于水下幾百米范圍內，前置導葉軸流式推進器的進口來流壓力大于一般推進器，并且隨潛航深度改變而改變，在試驗中為模擬推進器在實際工作時不同的來流壓力，在無法加高現有汽蝕筒高度，即無法增加桶內倒灌頭水位的情況下，必須設置一臺增壓泵，將增壓泵出口與汽蝕筒排氣管路相連，通過增壓泵改變汽蝕筒筒頂空氣壓力，調節推進器的來流壓力，提高試驗準確性。

2 水力性能試驗

2.1 水力性能試驗結果

根據GB/T 3216-2016規定，運用改進后的試驗方法和設備，進行某型前置導葉軸流式推進器靜動間距對水力性能影響試驗，推進器靜動間距分別設定為0.1D、0.2D、0.3D。水力性能試驗結果如表1～表3所示。

表1 0.1D靜動間距水力性能試驗結果

表2 0.2D靜動間距水力性能試驗結果

表3 0.3D靜動間距水力性能試驗結果

繪制各靜動間距下的揚程、功率、效率曲線比較圖，如圖3～圖5所示。前置導葉軸流式推進器在0.1D靜動間距時水力性能最佳，隨著靜動間距增大，葉輪做功能力逐漸減弱，揚程逐漸降低且降幅相近，功率逐漸降低且降幅增大，效率也逐漸降低且在大流量點的降幅大于小流量點。

圖3 揚程曲線比較

圖4 功率曲線比較

圖5 效率曲線比較

2.2 靜動間距對水力性能影響

結合試驗結果及前置導葉軸流式推進器結構特點可以發現，在相同流量下，推進器進口管路內液流具有相同流速，前置導葉對液流預旋效果相同。0.1D靜動間距為設計間距，液流流經靜動間距后具有的負預旋角度與葉輪安放角基本一致，葉輪的揚程提升能力最強，此時推進器效率最高。隨著靜動間距增大，經預旋的液流流動距離增大，葉輪前液流具有的負預旋角度與葉輪安放角不一致，沖角減小導致葉輪的揚程提升減弱，水動力性能降低，同樣其他流量點下推進器的水動力性能也隨靜動間距的增大而降低，如圖6所示。由此可見，合適的靜動間距對提高前置導葉軸流式推進器的水動力性能很重要[4]。

圖6 靜動間距與液流角度

3 數值計算

3.1 建模及計算結果

圖7 靜止域、轉靜交界面和旋轉域

圖8 選用NUMECA的網格劃分

圖9 靜止域網格1

圖10 靜止域網格2

使用CFD軟件，針對直徑D為300 mm的前置導葉軸流式推進器特點展開建模。計算域：以前置導葉參考線與葉輪轂交點為原點，向前后延伸各10D，其中計算區域內靜止域的范圍為轉靜交界面至進口，旋轉域的范圍為轉靜交界面至出口，如圖7所示。網格的劃分：利用結構化的六面體網格對整個計算域進行劃分，網格劃分軟件選擇NUMECA，如圖8所示。靜止區域內的網格形式如圖9和圖10所示，旋轉區域內的網格形式如圖11和圖12所示，對輪轂和葉梢部分加邊界層網格，并在導葉和葉輪附近的區域、葉片導邊和隨邊壓力變化梯度較大的區域進行O型網格加密。設定邊界條件：使用質量流量為入口邊界條件，按試驗值設置流量大小，取1%作為入口邊界的湍流強度，使用壓強作為出口邊界條件，出口壓強大小為1 atm(1 atm=101 325 Pa)。

圖11 旋轉域網格1

圖12 旋轉域網格2

0.1D、0.2D、0.3D靜動間距水力性能數值計算結果如表4～表6所示。

表4 0.1D靜動間距數值計算結果

表5 0.2D靜動間距數值計算結果

表6 0.3D靜動間距數值計算結果

3.2 數值計算驗證

對各靜動間距的物理試驗和數值計算結果做誤差分析，如表7～表9所示。從表7～表9可見誤差基本較小，故本數值計算方法基本可以準確地預報前置導葉軸流式推進器水力性能，且基本能夠準確地反映靜動間距對水力性能的影響。

表7 0.1D物理試驗與數值計算誤差

表8 0.2D物理試驗與數值計算誤差

表9 0.3D物理試驗與數值計算誤差

4 結 論

根據前置導葉軸流式推進器的特點和實際工作情況，改進水力性能試驗方法和設備：(1)對實測揚程與實測功率進行修正，消除了沿程損失和摩擦損失造成的誤差，提高了水力性能試驗精度；(2)選用高精度傳感器，并在多次重復采樣后取平均值，分別降低了采樣過程中的系統誤差和隨機誤差；(3)增設整流裝置和增壓泵，模擬實際水下航行時推進器的工作情況，提高了試驗準確性。

根據國標規定，利用改進后的試驗方法和設備開展物理試驗，對試驗結果進行分析和比較，初步得到了靜動間距對前置導葉軸流式推進器水力性能的影響規律：液流的負預旋角度與葉輪安放角的匹配度與推進器的性能提升有十分密切的關系；調整靜動間距至合適的大小，使液流的負預旋角度與葉輪安放角相匹配，葉輪的揚程提升能力越強，前置導葉軸流式推進器的水動力性能越好。

對該型前置導葉軸流式推進器各靜動間距下的水力性能進行數值計算，比較計算數值與物理試驗結果，驗證了前置導葉軸流式推進器數值計算方法的有效性。