高速水下航行器低比轉(zhuǎn)速軸流推進(jìn)泵設(shè)計(jì)方法

張子若,羅 凱,秦 侃

(西北工業(yè)大學(xué) 航海學(xué)院,陜西 西安,710072)

0 引言

水下航行器推進(jìn)系統(tǒng)一般采用螺旋槳推進(jìn)或噴水推進(jìn)。后者近些年發(fā)展迅速,應(yīng)用推廣較多。噴水推進(jìn)系統(tǒng)是通過主機(jī)帶動(dòng)1 臺(tái)或者數(shù)臺(tái)大流量噴水泵工作,利用原動(dòng)機(jī)傳遞的機(jī)械能,將吸入泵內(nèi)的海水轉(zhuǎn)變?yōu)楦咚偎?通過噴水口向后噴出,由噴射水流產(chǎn)生的反作用力形成推力,推動(dòng)航行器向前運(yùn)動(dòng)。這樣通過對(duì)泵設(shè)計(jì)參數(shù)的優(yōu)化就可以得到高效率噴水推進(jìn)系統(tǒng),其具備吃水淺、淺水效應(yīng)小、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單、附件阻力小和保護(hù)性能好的特點(diǎn)。

在先前的研究中,雖然對(duì)于淺水工況下低比轉(zhuǎn)速軸流泵設(shè)計(jì)的研究較少,但是對(duì)于噴水推進(jìn)系統(tǒng)中軸流泵設(shè)計(jì)的相關(guān)研究近些年已日趨成熟。楊衛(wèi)國(guó)等[1]基于徑向變環(huán)量分布的軸流泵設(shè)計(jì)方法,優(yōu)化了該方法重要設(shè)計(jì)參數(shù)的選取和計(jì)算過程,提出了一種適用于前置導(dǎo)葉噴水推進(jìn)軸流泵的設(shè)計(jì)方法;苑龍飛等[2]針對(duì)單級(jí)泵在淺水高速工況下適應(yīng)性差的問題提出了雙級(jí)對(duì)轉(zhuǎn)泵噴水推進(jìn)方式,結(jié)合理論推導(dǎo)和數(shù)值分析方法驗(yàn)證了雙級(jí)對(duì)轉(zhuǎn)泵模型的水力性能,大幅度提高了噴水推進(jìn)系統(tǒng)的工作性能,將最小航行深度減少到15 m左右;Zhang 等[3]引入邊界渦量通量(boundary vorticity flux,BVF)對(duì)斜軸流泵空化流場(chǎng)進(jìn)行分析,對(duì)在不同工況下泵的水力性能和汽蝕性能進(jìn)行了數(shù)值仿真,并分析不同空化數(shù)據(jù)下其場(chǎng)的流動(dòng)情況,與可視化實(shí)驗(yàn)流場(chǎng)的實(shí)際流動(dòng)情況進(jìn)行對(duì)比。分析結(jié)果表明,泵空化性能的下降與葉片吸力面上空泡流動(dòng)的不穩(wěn)定性有關(guān);曹玉良等[4]通過研究葉片數(shù)、葉片流向環(huán)量中心位置與葉片出口邊環(huán)量對(duì)葉輪性能的影響,輔以分析導(dǎo)葉進(jìn)口邊和出口邊環(huán)量對(duì)噴水推進(jìn)軸流泵性能的影響,以基于環(huán)量的三元設(shè)計(jì)方法設(shè)計(jì)了一種效率高、空化性能好的噴水推進(jìn)軸流泵;Shi 等[5]采用一種多學(xué)科優(yōu)化設(shè)計(jì)方法對(duì)軸流泵的各項(xiàng)性能進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),以設(shè)計(jì)條件下的葉片質(zhì)量和效率為目標(biāo)函數(shù),以最大揚(yáng)程下的流量、小流量效率、最大應(yīng)力值和小流量最大形變量為約束條件,驗(yàn)證了采用響應(yīng)面近似模型的擬合效果優(yōu)于其他近似模型,可以有效提高軸流泵在設(shè)計(jì)工況下的水力性能。上述工作為軸流泵性能的提高在設(shè)計(jì)方面提供了許多新的思路和方法,針對(duì)淺水高速工況下會(huì)產(chǎn)生的問題提出了對(duì)轉(zhuǎn)雙級(jí)泵的新思路。

目前,水下航行器在淺水超高速工況下工作時(shí)的適應(yīng)性一直是一個(gè)研究難點(diǎn),尤其是單級(jí)泵噴水推進(jìn)系統(tǒng),其中泵的空化問題是噴水推進(jìn)系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)的一大阻礙。文中主要針對(duì)某已知水下航行器噴水推進(jìn)系統(tǒng)在高航速狀態(tài)工作時(shí)泵的空化問題,在指定航深下,設(shè)計(jì)一款具有揚(yáng)程大、流量小、比轉(zhuǎn)速低和體積小等特點(diǎn)的軸流泵。該水下航行器噴水推進(jìn)系統(tǒng)主要由內(nèi)流道、推進(jìn)泵和渦輪機(jī)三部分組成。其中所選推進(jìn)系統(tǒng)流道設(shè)計(jì)采取周向進(jìn)水,尾部直流噴水,為航行器提供動(dòng)力。

根據(jù)傳統(tǒng)升力法設(shè)計(jì)的軸流泵顯然無法滿足文中設(shè)定工況,為了解決這一問題,利用不同參數(shù)下NACA66a=0.8翼型的葉柵特性對(duì)升力系數(shù)進(jìn)行修正,同時(shí)通過改變升阻比與最大攻角的計(jì)算關(guān)系以及葉片重疊數(shù)的確定方式,簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)流程,從而提高軸流泵的水力效率。最后利用計(jì)算流體力學(xué)(computational fluid dynamics,CFD)方法模擬流體流動(dòng)情況,證實(shí)了文中設(shè)計(jì)的軸流泵具有良好的抗空化性能,可以在指定工況下正常工作。

1 數(shù)值模型及仿真驗(yàn)證

1.1 數(shù)值模型

1.1.1 連續(xù)性方程

根據(jù)質(zhì)量守恒定律以及微元系統(tǒng)不與周圍流體發(fā)生質(zhì)量交換的屬性,可以將質(zhì)量守恒理解為:對(duì)于一個(gè)無窮小的流體微元體,微元體質(zhì)量變化率等于單位時(shí)間內(nèi)流入微元體質(zhì)量通量減去單位時(shí)間內(nèi)流出微元體的質(zhì)量通量。微分方程表述為

式中,? ρ/?t為微元體密度變化率;ρ為流體密度;vx、vy、vz分別為速度矢量V沿x、y、z反向的分量;?vx/?x、?vy/?y、?vz/?z分別為速度矢量V沿x、y、z反向的分量微分形式。

上式的散度表達(dá)形式為

式中,? ·v為流體流動(dòng)速度的散度。

1.1.2 動(dòng)量方程

流體動(dòng)量方程是動(dòng)量守恒定律對(duì)粘性流體運(yùn)動(dòng)的數(shù)學(xué)描述。對(duì)于慣性系統(tǒng)中各向同性的牛頓流體,其微元體動(dòng)量變化率等于單位時(shí)間內(nèi)流入微元體的動(dòng)量通量減去單位時(shí)間內(nèi)流出微元體的動(dòng)量通量加上作用在微元系統(tǒng)上的體積力和表面力,一般通用動(dòng)量方程為

式中:vi為i方向上速度矢量;vj為j方向上速度矢量;P為靜壓;ρgi和Fi分別為i方向上的重力體積力和外部體積力;τij為粘性應(yīng)力張量,由流體運(yùn)動(dòng)引起,運(yùn)動(dòng)停止時(shí)其值為零。

1.1.3 空化模型

研究高速旋轉(zhuǎn)的葉輪機(jī)械時(shí)會(huì)涉及到空化問題。即當(dāng)流場(chǎng)靜壓低于飽和蒸汽壓時(shí)液態(tài)水蒸發(fā)成水蒸氣,反之則水蒸氣凝結(jié)成液態(tài)水。采用Schnerr&Sauer 空化模型研究葉輪的空化問題[6]。該空化模型描述空泡體積分?jǐn)?shù)和單位液相體積內(nèi)空泡密度的關(guān)系表達(dá)式為

式中: αv為空泡體積分?jǐn)?shù);NB為單位流體內(nèi)的空泡數(shù);RB為空泡半徑。

則相間質(zhì)量的傳遞為

1.1.4 多重參考系模型

對(duì)于葉輪等旋轉(zhuǎn)機(jī)械進(jìn)行數(shù)值仿真時(shí),一般采用多重參考系(multiple reference frame,MRF)模型、滑移網(wǎng)格模型和混合平面模型。選用MRF 模型對(duì)旋轉(zhuǎn)區(qū)域進(jìn)行近似穩(wěn)態(tài)求解比較經(jīng)濟(jì)合理[7]。其主要實(shí)現(xiàn)方式為在旋轉(zhuǎn)區(qū)域設(shè)定其旋轉(zhuǎn)速度,MRF 模型即可對(duì)該區(qū)域網(wǎng)格使用運(yùn)動(dòng)參考系方程求解出流體轉(zhuǎn)動(dòng)。

1.2 軸流泵流場(chǎng)數(shù)值仿真方法驗(yàn)證

選用1 臺(tái)高比轉(zhuǎn)數(shù)軸流泵作為驗(yàn)證模型[8],其主要性能參數(shù)參考常規(guī)軸流水泵設(shè)計(jì)值,設(shè)計(jì)體積流量Qd=410 L/s、設(shè)計(jì)揚(yáng)程H=3.0 m、轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min,比轉(zhuǎn)速ns=1 486.7。文獻(xiàn)中已有的主要幾何參數(shù)為葉輪直徑D=300 mm、輪轂直徑dh=92 mm。采用NACA66a=0.8翼型進(jìn)行設(shè)計(jì),葉頂間隙C=0.2 mm、導(dǎo)葉高度h=130 mm、動(dòng)葉輪葉片數(shù)z=3、導(dǎo)葉葉片數(shù)zd=5。

分別運(yùn)用常規(guī)升力設(shè)計(jì)法和流線法對(duì)該實(shí)驗(yàn)水泵與導(dǎo)葉進(jìn)行實(shí)體建模,其中建模時(shí)導(dǎo)葉葉形以骨線加厚2 mm 的形式代替。實(shí)驗(yàn)水泵與導(dǎo)葉建模結(jié)果如圖1 所示。

圖1 實(shí)驗(yàn)泵模型Fig.1 Model of experimental pump

對(duì)計(jì)算域進(jìn)行分區(qū)網(wǎng)格劃分。其入口域和出口域使用H-Grid 結(jié)構(gòu),對(duì)葉輪和導(dǎo)葉的葉片部分分別進(jìn)行抽取單流道的處理,再利用TurboGrid 進(jìn)行六面體網(wǎng)格劃分,其拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)選擇Single Round Round Symmetric。對(duì)葉頂間隙和葉柵近壁面進(jìn)行加密設(shè)置,壁面第1 層網(wǎng)格厚度設(shè)置為0.05 mm。為保證計(jì)算的準(zhǔn)確性,以額定工況下泵的特性為指標(biāo)對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行無關(guān)性驗(yàn)證。在網(wǎng)格邊界層首層網(wǎng)格高度與計(jì)算域分塊方法保持不變的情況下,通過調(diào)整邊線分布節(jié)點(diǎn)數(shù)量得到網(wǎng)格單元總數(shù)100 萬、270 萬與450 萬的3 種計(jì)算域劃分結(jié)果,選用標(biāo)準(zhǔn)工況得到仿真結(jié)果見表1。

表1 實(shí)驗(yàn)泵在標(biāo)況下的網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證Table 1 Verification of grid independence of experimental pumps under standard conditions

從表中可以看出,270 萬網(wǎng)格數(shù)量與 100 萬相比,由于加密區(qū)域不同的原因計(jì)算得到的揚(yáng)程值偏小,誤差較大。相比之下,450 萬網(wǎng)格的揚(yáng)程值偏差和誤差都較小。綜上所述,考慮計(jì)算經(jīng)濟(jì)性,可認(rèn)為在旋轉(zhuǎn)機(jī)械流場(chǎng)仿真中100 萬左右的網(wǎng)格數(shù)目滿足計(jì)算精度的需求,所選用網(wǎng)格如圖2 所示。

圖2 實(shí)驗(yàn)泵網(wǎng)格劃分Fig.2 Mesh of experimental pump

根據(jù)上述驗(yàn)證的結(jié)果,選擇100 萬的網(wǎng)格進(jìn)行仿真計(jì)算: 設(shè)置入口邊界條件為質(zhì)量流量入口,出口邊界條件為壓力出口,固壁采用無滑移壁面條件,葉輪部分設(shè)為旋轉(zhuǎn)域選擇MRF 模型,運(yùn)用SSTk-ω湍流模型進(jìn)行計(jì)算,解決自由剪切流動(dòng)計(jì)算時(shí)過分依賴自由來流伴流系數(shù)的問題。驗(yàn)證模型數(shù)值仿真計(jì)算域設(shè)置如圖3 所示。

圖3 實(shí)驗(yàn)泵數(shù)值仿真計(jì)算域邊界條件設(shè)置Fig.3 Simulation of experimental pump calculation of domain boundary condition settings

將泵的扭矩設(shè)置為監(jiān)測(cè)項(xiàng),當(dāng)計(jì)算殘差和扭矩同時(shí)穩(wěn)定時(shí)可認(rèn)為結(jié)果已經(jīng)收斂,以此為基礎(chǔ)對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行分析。水流從進(jìn)水口垂直于軸面進(jìn)入葉輪流域,葉輪部分流體高速旋轉(zhuǎn),將葉輪的機(jī)械能轉(zhuǎn)化為水流的能量,進(jìn)入導(dǎo)葉部分后經(jīng)整流作用,降低由于周向誘導(dǎo)速度存在造成的動(dòng)能損耗,將其轉(zhuǎn)化為壓力能,從而提高泵的效率。

分別取Q/Qd=0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0、1.1 的9 種工況對(duì)驗(yàn)證模型進(jìn)行仿真計(jì)算,與原文獻(xiàn)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比情況如圖4 所示。由圖4 可以看出,各個(gè)工況下,揚(yáng)程和效率的整體實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真計(jì)算結(jié)果變化趨勢(shì)相同。在標(biāo)況下,揚(yáng)程實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)契合度極高,誤差小于1%?？烧J(rèn)為,該軸流泵數(shù)值仿真方法是合理可行的。

圖4 驗(yàn)證泵實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對(duì)比Fig.4 Comparison of experimental data and simulation data of the verification pump

2 軸流泵設(shè)計(jì)方法

所選用水下航行器噴水推進(jìn)系統(tǒng)的基本組成部分包括渦輪機(jī)、內(nèi)流道和軸流泵推進(jìn)裝置,其中內(nèi)流道參數(shù)決定了軸流泵的幾何約束條件,而且流道系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)劣決定了噴水推進(jìn)系統(tǒng)效率的高低。內(nèi)流道結(jié)構(gòu)如圖5 所示。流道設(shè)計(jì)采取周向進(jìn)水,水流從航行器四周進(jìn)入流道,高速水流通過軸流泵獲取動(dòng)能從尾部噴出,由噴射水流產(chǎn)生的反作用力形成推力,推動(dòng)航行器向前運(yùn)動(dòng),這種流道設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,成本較低。

圖5 內(nèi)流道結(jié)構(gòu)示意圖Fig.5 Schematic diagram of internal flow channel structure

選擇圖5 已知航行器內(nèi)流道參數(shù)作為推進(jìn)水泵的設(shè)計(jì)基礎(chǔ):H=128 m;體積流量Qv=0.214 m3/s;泵前氣蝕余量Hr=30.12 m;輪轂直徑dh=80 mm;輪轂比選擇0.53;環(huán)形外流道約為150 mm;為了提高容積效率,推進(jìn)水泵的設(shè)計(jì)間隙取0.2 mm。在已知參數(shù)的基礎(chǔ)上,利用常規(guī)升力法對(duì)軸流泵進(jìn)行設(shè)計(jì)。

2.1 葉輪部分

根據(jù)常規(guī)升力法,葉輪具體設(shè)計(jì)要點(diǎn)如下:

1) 選取氣蝕比轉(zhuǎn)速C,結(jié)合Hr確定轉(zhuǎn)速n;

2) 在流體區(qū)域分別取A、B、C、D4 點(diǎn)分析入口、葉輪、導(dǎo)葉和出口區(qū)域流體流動(dòng)情況,分析結(jié)果用進(jìn)出口速度三角形表示(見圖6),一般情況下速度三角形用復(fù)合運(yùn)動(dòng)v=ω+u的形式表示,其中v為流體質(zhì)點(diǎn)的絕對(duì)速度,vm為絕對(duì)速度的軸向分量,vu為絕對(duì)速度的周向分量,u表示圓周速度,ω為泵內(nèi)流體質(zhì)點(diǎn)旋轉(zhuǎn)速度,根據(jù)速度三角形分析結(jié)果確定幾何平均速度 ω∞以 及速度環(huán)量 Γ;

圖6 設(shè)計(jì)泵進(jìn)出口速度三角形Fig.6 Design pump inlet and outlet velocity triangle

3) 選擇葉片重疊系數(shù)m和葉柵稠密度l/t(其中l(wèi)為翼型弦長(zhǎng),t為葉片間節(jié)距)時(shí),為減弱軸流泵葉片的擠壓效應(yīng),在葉緣旋轉(zhuǎn)速度最大處葉片重疊系數(shù)應(yīng)該較低,從而擴(kuò)大流道,葉柵稠密度從葉根到葉頂逐漸遞減,但每個(gè)截面都要保證在1.0 左右;

4) 確定葉片數(shù)z=7,選擇翼型為NACA66a=0.8,該翼型具有較好的抗空化性[9];

5) 根據(jù)升力法計(jì)算升力系數(shù),其基本方程式為

式中:CL為升力系數(shù);Δvu為絕對(duì)速度的周向速度;λ為翼型升阻角;ω∞為葉柵前后無窮遠(yuǎn)處液流相對(duì)速度的幾何平均值。

6) 確定幾何拱度;

7) 修正水力效率 ηh以及攻角 α,分別根據(jù)理論計(jì)算得到水力效率初始值以及升力系數(shù)的計(jì)算情況,并進(jìn)行迭代修正。

泵葉輪設(shè)計(jì)流程見圖7,常規(guī)升力法葉輪從r1～r10不同截面半徑設(shè)計(jì)參數(shù)如表2 所示(翼型NACA66a=0.8)。通過已驗(yàn)證的數(shù)值仿真方法對(duì)建立的模型進(jìn)行計(jì)算。

表2 常規(guī)升力法葉輪各截面部分設(shè)計(jì)參數(shù)Table 2 Design parameters of each section of impeller by the conventional lift method

圖7 泵葉輪設(shè)計(jì)流程圖Fig.7 Flow chart of pump impeller design

從泵的揚(yáng)程和效率2 個(gè)方面分析軸流泵水力性能是否符合設(shè)計(jì)要求,泵的揚(yáng)程計(jì)算公式[10]為

式中:P2為泵前壓力;P1為泵后壓力,文中取泵前后面總壓;ρ為海水密度取998.2 k g/m3。

軸流泵流場(chǎng)仿真可以得到水力效率和容積效率的乘積,其計(jì)算公式為

式中,M為泵的力矩值。

計(jì)算結(jié)果收斂后,觀察設(shè)計(jì)泵的水力性能和抗空化性能,揚(yáng)程仿真值為112 m,相比設(shè)計(jì)值128 m,誤差較大,說明泵的水力性能沒有到達(dá)設(shè)計(jì)要求。同時(shí)對(duì)泵表面的空化情況進(jìn)行檢測(cè),其結(jié)果如圖8 所示。圖中綠色部分為空泡區(qū)域。由圖可知,吸力面幾乎已經(jīng)被空泡覆蓋,空化面積過大,受到汽蝕影響推進(jìn)泵顯然無法正常工作。所以常規(guī)升力法無法滿足文中的設(shè)計(jì)要求。

圖8 泵葉輪葉片表面空化面積圖Fig.8 Diagram of pump impeller blade surface cavitation area

因此在現(xiàn)有升力設(shè)計(jì)法的基礎(chǔ)上,對(duì)設(shè)計(jì)參數(shù)和方法進(jìn)行優(yōu)化,提高泵的水力性能和抗空化性能,從而達(dá)到設(shè)計(jì)要求。

流體流過葉輪葉片,形成繞流流場(chǎng),這種現(xiàn)象被稱為葉柵繞流,它會(huì)對(duì)葉片產(chǎn)生作用力并使之運(yùn)動(dòng)。在升力設(shè)計(jì)法中,將葉柵繞流近似為單個(gè)機(jī)翼的繞流,而實(shí)際上每種翼型由于幾何參數(shù)和來流沖角的不同,其動(dòng)力特性也不盡相同,這種差別直觀地表現(xiàn)在翼型升力系數(shù)的不同上,可以看出,升力法的實(shí)質(zhì)是泵性能參數(shù)和葉柵幾何參數(shù)的匹配。這部分設(shè)計(jì)理論在設(shè)計(jì)方法中具象體現(xiàn)為翼型最大相對(duì)彎度的確定與升力系數(shù)和翼型最大相對(duì)厚度有關(guān),而帶彎度的翼型使得流經(jīng)葉柵的流體產(chǎn)生彎曲,造成翼型的無升力角減小,使得有效相對(duì)拱度減小,從而影響葉片的水力性能。

現(xiàn)針對(duì)所選翼型NACA66a=0.8的葉柵特性對(duì)設(shè)計(jì)方法進(jìn)行優(yōu)化,改變通過升力損失系數(shù)放大全升力系數(shù)從而確定最大相對(duì)彎度的方式。重新選定新的修正系數(shù)確定彎度,去除攻角產(chǎn)生的升力系數(shù)的影響。按照上述改動(dòng)重新對(duì)泵進(jìn)行設(shè)計(jì),獲得葉輪葉片各截面部分設(shè)計(jì)參數(shù)如表3 所示。

表3 改進(jìn)升力法葉輪各截面部分設(shè)計(jì)參數(shù)Table 3 Design parameters of each section of impeller by the improved conventional lift method

2.2 導(dǎo)葉部分

導(dǎo)葉設(shè)計(jì)采取流線法,其設(shè)計(jì)要點(diǎn)如下:

1) 確定導(dǎo)葉高度h,可根據(jù)流道擴(kuò)散角是否小于12°進(jìn)行校核;

2) 導(dǎo)葉葉片厚度過小會(huì)導(dǎo)致其整流能力下降,同時(shí)增大葉片厚度會(huì)使葉片內(nèi)的排擠增強(qiáng)[11],結(jié)合設(shè)計(jì)條件綜合考慮,為了降低導(dǎo)葉入口損失,導(dǎo)葉厚度取0.1 mm;

3) 預(yù)設(shè)葉片排擠系數(shù) ψ為0.9;

4) 確定各計(jì)算截面參數(shù),計(jì)算柵距、導(dǎo)葉弦長(zhǎng)和骨線曲率角等,計(jì)算流程與葉輪大致相同,在此不予贅述。

根據(jù)圖9 設(shè)計(jì)流程,導(dǎo)葉各截面部分設(shè)計(jì)參數(shù)如表4 所示。

表4 導(dǎo)葉各截面部分設(shè)計(jì)參數(shù)Table 4 Design parameters of each section of the guide vane

圖9 泵導(dǎo)葉設(shè)計(jì)流程Fig.9 Flow chart of pump guide vane design

2.3 設(shè)計(jì)泵性能驗(yàn)證

根據(jù)上述設(shè)計(jì)方法,網(wǎng)格劃分過程以及邊界條件設(shè)置與驗(yàn)證模型類似,建立軸流泵模型及網(wǎng)格劃分情況如圖10 所示。計(jì)算結(jié)果收斂后,仿真結(jié)果如表5 所示。

表5 低比轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)泵設(shè)計(jì)值和仿真值對(duì)比表Table 5 Comparison of low specific speed designed pump design value and simulation value

圖10 設(shè)計(jì)泵模型及網(wǎng)格劃分示意圖Fig.10 Model and mesh of designed pump

從表5 數(shù)據(jù)可以看出,設(shè)計(jì)泵揚(yáng)程和效率的仿真數(shù)據(jù)與理論數(shù)據(jù)值吻合度較好,其中效率的相對(duì)誤差偏大,由式(8)可知,泵效率與揚(yáng)程、扭矩、轉(zhuǎn)速和體積流量有關(guān),由于揚(yáng)程本身與理論設(shè)計(jì)值存在偏差,在轉(zhuǎn)速和體積流量確定的情況下,存在扭矩仿真產(chǎn)生的偏差放大了泵效率誤差的可能性,最終其最大誤差不超過8%,則認(rèn)為在指定航深下,軸流泵的水力性能符合設(shè)計(jì)指標(biāo)。

除了葉輪的水力性能,其空化情況也是泵設(shè)計(jì)性能的一個(gè)重要衡量指標(biāo)?？栈侵敢毫飨到y(tǒng)內(nèi)局部低壓引起的氣核爆炸性生長(zhǎng)現(xiàn)象[12],這種現(xiàn)象對(duì)泵的水力性能影響巨大,空泡的產(chǎn)生和發(fā)展會(huì)擾亂軸流泵中的流場(chǎng)分布,導(dǎo)致流量和效率下降[13],直接導(dǎo)致泵的功率減小,航行器動(dòng)力不足;同時(shí),空泡潰滅時(shí)的射流會(huì)產(chǎn)生較大的流噪聲和振動(dòng),破壞葉片結(jié)構(gòu)。使用mixture 模型與Suchnerr &Sauer 空化模型對(duì)葉輪的空化情況進(jìn)行仿真計(jì)算。設(shè)計(jì)工況下,不同深度泵葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓變化和汽相分布情況如圖11 所示。

圖11 葉輪在30 m、40 m、50 m 水深下汽相體積分?jǐn)?shù)及靜壓分布圖Fig.11 Vapor phase volume fraction and static pressure distribution of impeller at water depths of 30 m,40 m,50 m

根據(jù)旋轉(zhuǎn)機(jī)械流動(dòng)特性結(jié)合仿真過程觀察,葉片的空化過程可以分為3 個(gè)階段: 空泡首先在進(jìn)口邊輪緣附近產(chǎn)生,此時(shí)空化區(qū)域面積較小;隨后空化區(qū)域面積快速增長(zhǎng),空泡向葉片中部發(fā)展,幾乎覆蓋葉片壓力面近輪緣方向的全部區(qū)域;最后空化面積逐漸減小并趨于穩(wěn)定,空泡覆蓋葉片背面靠近輪緣的小部分區(qū)域。

待計(jì)算結(jié)果穩(wěn)定后,從不同水深下靜壓云圖(如圖11,上半部分為汽相體積分?jǐn)?shù)分布,下半部分為靜壓分布)中可以看出,葉片低壓區(qū)主要集中在葉片壓力面進(jìn)口邊輪緣附近和吸力面除進(jìn)口側(cè)的大部分區(qū)域,隨著水深減小,低壓區(qū)不斷增大;同時(shí),葉片吸力面空化面積較大,靠近出口邊輪緣附近空泡厚度薄,由輪緣到輪轂空泡厚度和覆蓋面積逐漸增大,壓力面空化區(qū)域主要集中在進(jìn)口邊輪緣附近區(qū)域。從靜壓圖還可以看出,葉輪吸力面表面高壓區(qū)和低壓區(qū)之間的過渡區(qū)過小,說明在該區(qū)域流場(chǎng)內(nèi)流體流動(dòng)速度變化大,流動(dòng)不穩(wěn)定,這一急劇的壓力變化過程導(dǎo)致了空泡的產(chǎn)生。對(duì)比不同水深下葉片汽相體積分?jǐn)?shù)圖和靜壓云圖可以看出,低壓區(qū)和空化區(qū)兩者吻合度很高,故數(shù)值仿真結(jié)果可靠。淺水時(shí),葉片上空化面積大,產(chǎn)生的空泡可能阻塞流道。一般認(rèn)為,葉片空化面積占比大于40%時(shí)會(huì)對(duì)軸流泵的水力性能造成影響。為了進(jìn)一步探索設(shè)計(jì)泵在不同水深下的抗空化性能,仿真時(shí)逐步減小設(shè)計(jì)泵的工作水深,分別對(duì)軸流泵在50、40、30 m 水深工作時(shí)的空化面積進(jìn)行量化,結(jié)果如表6 所示。對(duì)比3 種水深下葉片的空泡面積,都不超過20%,隨著水深的減小,泵的空化面積逐漸增加,抗空化性能逐漸降低,在30 m 水深時(shí)空化量達(dá)到總面積的19.35%,經(jīng)過驗(yàn)證認(rèn)為文中設(shè)計(jì)泵在航速70 kn 的工作狀態(tài)下可以滿足水深30 m 的工作條件。

表6 軸流泵空化面積量化表Table 6 Cavitation area quantification table of axial flow pump

3 結(jié)束語

文中基于軸流泵基本設(shè)計(jì)理論和CFD 數(shù)值仿真方法,從性能參數(shù)選取到建立模型,最后通過數(shù)值計(jì)算分析驗(yàn)證泵的性能是否符合要求,涵蓋了泵的整個(gè)設(shè)計(jì)流程,其結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比對(duì),驗(yàn)證了這種數(shù)值仿真方法是可行的;同時(shí),通過對(duì)常規(guī)升力法設(shè)計(jì)中部分參數(shù)的改變和簡(jiǎn)化,提高了設(shè)計(jì)泵的水力效率,使設(shè)計(jì)參數(shù)達(dá)到淺水高速工況下的理論值。數(shù)值仿真的結(jié)果說明設(shè)計(jì)泵水力性能達(dá)到了設(shè)計(jì)要求,其抗空化性能也可以滿足航行器在70 kn 航速30 m 水深下正常工作。