無軸輪緣側(cè)推器水動力特性及影響因素分析

李高強(qiáng)，歐陽武

(1.武漢理工大學(xué)船海與能源動力工程學(xué)院，湖北武漢 430063；2.武漢理工大學(xué)交通與物流工程學(xué)院，湖北武漢 430063；3.國家水運安全工程技術(shù)研究中心可靠性工程研究所，湖北武漢 430063)

0 引言

船舶側(cè)推器是一種船舶輔助設(shè)備，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。常規(guī)側(cè)推器由導(dǎo)筒、齒輪箱和螺旋槳等部件組成，這些部件占據(jù)了導(dǎo)筒通道大量的空間，造成了流體流動附加阻力，同時影響側(cè)推器的射流速度，而且振動和噪聲較大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、安裝繁瑣。

無軸輪緣推進(jìn)器（Rim-Driven Thruster，RDT）是一種高度集成的電力推進(jìn)系統(tǒng)，如圖2所示，它省略了傳動軸系，采用電機(jī)與螺旋槳一體化設(shè)計，實現(xiàn)了電力直驅(qū)[1]。這種設(shè)計非常適合用于側(cè)推器，一方面，無齒輪箱等部件可最大限度減少流動阻力，無機(jī)械傳動可減小振動和噪聲；另一方面，如果采用對稱的螺旋槳葉型設(shè)計，通過電機(jī)的正反轉(zhuǎn)，一套無軸側(cè)推進(jìn)器即可實現(xiàn)雙向推力。與同時配備2個傳統(tǒng)側(cè)推器實現(xiàn)船舶左右運動的常見形式相比，無軸側(cè)推進(jìn)器具有明顯優(yōu)勢，因此開展無軸側(cè)推器性能研究具有重要意義。

圖2 無軸輪緣推進(jìn)器Fig.2 Shaftless rim thruster

目前，學(xué)者們針對常規(guī)側(cè)推器[2–3]及無軸推進(jìn)器的電機(jī)[4]、軸承[5]和轉(zhuǎn)子環(huán)等水力部件[6]進(jìn)行了一些研究。無軸側(cè)推進(jìn)器的研究報道較少，其自身特性及其結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計有待研究。

本文以無軸輪緣側(cè)推器為研究對象，建立船首?導(dǎo)筒?側(cè)推器流體動力學(xué)模型，從流體域建立，網(wǎng)格劃分，湍流模型的選取和計算參數(shù)設(shè)置等幾個方面介紹側(cè)推器水動力性能的數(shù)值計算過程，研究無軸側(cè)推器水動力性能變化規(guī)律，并通過改變槳葉結(jié)構(gòu)參數(shù)，對無軸側(cè)推器水動力性能進(jìn)行優(yōu)化分析。

1 數(shù)學(xué)模型

1.1 基本控制方程和湍流模型

無軸輪緣側(cè)推器工作時，周圍流體的運動狀態(tài)，受到流體力學(xué)基本控制方程的約束。對側(cè)推器水動力性能進(jìn)行CFD求解時，需遵循基本控制方程中的連續(xù)性方程和動量守恒方程，如下式[7]：

其中：t為流動時間；ui,uj(i,j=1,2,3) 為平均速度分量；ρ為水的密度；P為壓強(qiáng)；ν為水的動態(tài)粘度；表示雷諾應(yīng)力。

本文采用的湍流模型為RNGk?ε，RNGk?ε湍流模型是將RNG 的基本方法應(yīng)用于N?S方程，并引入湍流動能K以及耗散率ε，方程形式如下：

1.2 側(cè)推器水動力性能特征

側(cè)推器螺旋槳在運轉(zhuǎn)時幾乎不存在傳統(tǒng)的進(jìn)速。側(cè)推力主要由螺旋槳的推力和船體兩側(cè)產(chǎn)生的壓力差構(gòu)成，因此其水動力性能可以用螺旋槳推力系數(shù)CT、扭矩系數(shù)CQ以及船體兩側(cè)的壓差系數(shù)CF表達(dá)[8–9]：

式中：T為軸向推力；Q為扭矩；F為船體兩側(cè)受到壓力差；ρ為水的密度；D為螺旋槳的直徑；n為轉(zhuǎn)速。

2 側(cè)推器水動力性能仿真

2.1 三維模型與計算域

無軸側(cè)推器采用的螺旋槳為Ka 型槳，主要槳葉參數(shù)如表1所示。

表1 無軸側(cè)推器槳葉參數(shù)Tab.1 Parameters of shaftless thruster blades

Ka 型槳葉模型采用坐標(biāo)轉(zhuǎn)化法建立。無軸輪緣側(cè)推器的槳葉與傳統(tǒng)槳有明顯的差異，傳統(tǒng)螺旋槳葉根與槳轂連接，由軸帶動槳葉旋轉(zhuǎn)，為了滿足強(qiáng)度要求，葉根至葉梢的葉截面厚度是逐漸減小的。無軸側(cè)推器是由轉(zhuǎn)子環(huán)帶動槳葉旋轉(zhuǎn)，故與傳統(tǒng)槳葉截面厚度相反，根據(jù)實際情況，葉根剖面幾何形式可以靈活變動，處理之后的槳葉截面如圖3所示[10–11]。

圖3 槳葉剖面示意圖Fig.3 Schematic diagram of blade section

無軸側(cè)推器結(jié)構(gòu)如圖4所示。運用三維軟件建立船首?導(dǎo)筒?螺旋槳三維模型，并把尾部進(jìn)行光順處理，經(jīng)過適當(dāng)比例縮放后，船首模型總長為1.8 m，最寬1.7 m，吃水深度0.55 m，導(dǎo)筒最短長度為0.7 m，側(cè)推器中心距離水位線0.3 m。

圖4 無軸輪緣側(cè)推器結(jié)構(gòu)Fig.4 Structure of shaftless wheel rim thruster

計算域分為外域、中域和內(nèi)域，外域的高度為5D，長度和寬度為16D，進(jìn)口距離槳中心8D，出口距離槳中心8D；中域包含船首，高度為3D，長度和寬度為8D，建立中域可以起到對船首部分進(jìn)行局部加密的作用，并不是實際流域；內(nèi)域包含螺旋槳，為一個直徑1D，長0.4D的小圓柱體。外域為靜止域，內(nèi)域為旋轉(zhuǎn)域，計算域模型如圖5所示。

圖5 計算域示意圖Fig. 5 Schematic diagram of computational domain

2.2 網(wǎng)格劃分及計算參數(shù)設(shè)置

采用多面體網(wǎng)格劃分無軸側(cè)推器，多面體網(wǎng)格不僅質(zhì)量高，而且網(wǎng)格數(shù)量少，具體網(wǎng)格劃分情況如圖6所示。

圖6 網(wǎng)格劃分情況Fig.6 Grid division

為了確保網(wǎng)格的質(zhì)量，對網(wǎng)格進(jìn)行無關(guān)性檢驗。采用全局尺度控制的方法，修改網(wǎng)格參數(shù)，計算設(shè)置參數(shù)保持不變，其結(jié)果如圖7所示。

圖7 不同網(wǎng)格數(shù)量的影響Fig.7 Effect of different grid numbers

可以看出，隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加，無軸側(cè)推器的推力系數(shù)與扭矩系數(shù)都有所變化，各套網(wǎng)格之間的計算結(jié)果相差在5%之內(nèi)，螺旋槳推力系數(shù)在142 萬之后誤差較小，考慮到計算效率及精度的需求，采用142萬網(wǎng)格數(shù)量進(jìn)行數(shù)值計算。

計算域的邊界條件為：進(jìn)口采用速度入口邊界條件，出口采用壓力出口邊界條件，不同流域的交界面設(shè)為Interface面，計算外域所有側(cè)面均設(shè)為對稱面，螺旋槳和船首表面設(shè)置為固壁面。內(nèi)域為旋轉(zhuǎn)域，轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 000 r/min，繞Z軸旋轉(zhuǎn)。動量、湍流動能和湍流耗散率的空間差分均采用二階迎風(fēng)格式。

3 計算結(jié)果與討論

3.1 無軸側(cè)推器水動力性能變化規(guī)律

選取航速分別為0.5 m/s，1 m/s，1.5 m/s，2 m/s，3 m/s等5組，計算在這些航速下無軸側(cè)推器的推力系數(shù)和扭矩系數(shù)，計算結(jié)果如表2和圖8所示。

圖8 側(cè)推器水動力性能變化規(guī)律Fig.8 Variation law of hydrodynamic performance of thruster

表2 航速對無軸側(cè)推器的影響Tab.2 Influenceof speed on shaftless thruster

由表2可知，螺旋槳的推力系數(shù)CT和扭矩系數(shù)CQ隨著航速的增加而增大。主要是由于船首存在一定傾斜度，當(dāng)來流經(jīng)過船首表面時，會產(chǎn)生與側(cè)推器進(jìn)口速度相反的速度分量，這一分量使流體沿側(cè)推器軸向方向上的進(jìn)速降低，螺旋槳的推力系數(shù)增加。

船身兩側(cè)壓力差CF隨著航速的增加而減小，與軸向推力方向相同，在航速達(dá)到1 m/s 時，CF變?yōu)樨?fù)值，與槳推力方向相反，隨著航速增加，反向推力變大，致使總推力系數(shù)CF在航速增加時，逐漸減小。

為了觀察無軸側(cè)推器流場的變化，這里分別選取靜水工況和航速為3 m/s時無軸側(cè)推器各部件的流場性能進(jìn)行分析。

從圖9可以看出，槳葉面上的壓力分布不均勻。這是由于船首存在傾斜角，導(dǎo)致流體并非沿側(cè)推器軸向方向流經(jīng)槳葉。此外，在導(dǎo)筒進(jìn)口處還存在低壓渦流區(qū)域，致使葉背上有明顯的梢渦存在。航速為3 m/s時，葉背的負(fù)壓大于靜水時槳葉背負(fù)壓，而最大正壓相差不大，因而產(chǎn)生的槳葉推力比靜水中大。

圖9 不同航速時槳葉壓力云圖Fig.9 Cloud map of blade pressure at different speeds

圖10為無軸側(cè)推器在船首位置進(jìn)口和出口的壓力云圖。靜水時，進(jìn)口處存在低壓區(qū)，而出口壓力變化不明顯。進(jìn)口低壓區(qū)產(chǎn)生的吸力與槳推力方向相同，而出口則與槳推力方向相反，無航速時船身兩端壓力差很小，此時船身受到側(cè)向力與推力相同，操縱性能最好。

航速為3 m/s時，進(jìn)口低壓區(qū)范圍較小。在來流與側(cè)推器噴流共同作用下，出口區(qū)域的低壓區(qū)范圍明顯擴(kuò)大，致使船首兩側(cè)的壓力差變大，產(chǎn)生與槳推力方向相反的作用力，抵消了部分槳的推力，側(cè)推器性能下降。隨著航速的增加，該現(xiàn)象會愈加明顯，最后側(cè)推器作用失效。

3.2 結(jié)構(gòu)參數(shù)影響分析

在無軸側(cè)推器原型槳的基礎(chǔ)上，改變槳葉的結(jié)構(gòu)參數(shù)，研究無軸側(cè)推器的水動力性能變化規(guī)律，為無軸側(cè)推器結(jié)構(gòu)優(yōu)化做好鋪墊。

3.2.1 螺距比影響

根據(jù)Ka 型槳型值表，分別選取螺距比為0.7，0.9，1.0，1.2四個參數(shù)，并配以相同的盤面比0.5建立模型，槳葉模型如圖11所示。

圖11 螺距比改變模型（從左至右0.7，0.9，1.0，1.2）Fig.11 Pitch ratio change model (0.7,0.9,1.0,1.2 from left to right)

采用船首模型，螺旋槳轉(zhuǎn)速為1000 r/min，計算無軸側(cè)推器的敞水性能曲線，如圖12所示。

圖12 螺距比對側(cè)推器敞水性能的影響Fig. 12 Influenceof pitch ratio on open water performance of thruster

可知，螺距比在0.7～1.2范圍內(nèi)，無軸側(cè)推器的推力系數(shù)和扭矩系數(shù)隨著螺距比的增加而增大，其中槳葉的推力系數(shù)CT變化超過10%，扭矩系數(shù)先緩慢增加后逐漸變快，而船首兩側(cè)壓力差CF變化較小，但整體呈上升趨勢。因此可以選擇較大的螺距比設(shè)計無軸側(cè)推器，高螺距比可以提高無軸推進(jìn)器的推進(jìn)效率。

圖13為不同螺距比時船艏橫向截面的壓力云圖。可以看出，隨著螺距比的增加，導(dǎo)筒進(jìn)口處的負(fù)壓區(qū)域越來越明顯，出口壓力也越來越大，整個導(dǎo)筒壓力升高。這是因為隨著螺距比的增加，槳產(chǎn)生的推力越來越大，通過槳葉的流速增大，導(dǎo)致進(jìn)口負(fù)壓增大，出口動壓增大。

圖13 不同螺距比時截面壓力云圖Fig.13 Sectional pressure cloud diagram for different pitch ratios

3.2.2 盤面比影響

選取盤面比分別為0.3，0.5，0.7，0.9四個參數(shù)，并配以相同的螺距比1.2，模型如圖14所示。其他條件跟上文保持一致，計算結(jié)果如圖15所示。

圖14 盤面比改變模型Fig.14 Model for changing the disk surface ratio

圖15 盤面比對側(cè)推器敞水性能的影響Fig.15 The influenceof the disk surface ratio on the open water performanceof the thruster

可知，盤面比在0.3～0.9范圍內(nèi)，隨著盤面比的增大，側(cè)推器的推力系數(shù)和扭矩系數(shù)均會增加，推力系數(shù)增長幅度在5%左右，但是盤面比對扭矩系數(shù)的影響較小，扭矩系數(shù)變化幅度小于2.5%。對推力系數(shù)而言，當(dāng)盤面比大于0.5時，側(cè)推器推力系數(shù)增加的幅度將會減小，說明在大盤面比下，通過改變盤面比優(yōu)化側(cè)推器的敞水性能的潛力有限。

圖16分別為盤面比0.3，0.5，0.7，0.9時的船首橫向截面的壓力云圖?？梢钥闯觯畲髩毫Φ脑龇?00～200 Pa 之間，增幅較小，導(dǎo)筒進(jìn)口處的壓力變化趨勢大致相同，壓力變化不明顯，因此盤面系數(shù)的變化對整體側(cè)推器的性能影響不大，而且大的盤面系數(shù)反而會增加阻力，一般來說五葉片和六葉片形式則可能需要較大的盤面系數(shù)。

圖16 不同盤面比時截面壓力云圖Fig. 16 Sectional pressurecloud diagram for different disk surface ratios

3.2.3 轂徑比影響

轂徑比指輪轂直徑與螺旋槳直徑的比值，雖然無軸側(cè)推器沒有轂，但同樣遵循轂徑比的定義，轂徑比的變化會導(dǎo)致葉根處做功能力不同，進(jìn)而影響無軸側(cè)推器的水動力性能。轂徑比為0.167的模型已計算完成，另外建立轂徑比0.05，0.1，0.2，螺距比1.2，盤面比為0.3，直徑為0.25 m 的無軸螺旋槳，建立的模型如圖17所示。

圖17 不同轂徑比槳模型Fig.17 Models of propellers with different hub diameter ratios

同樣配以相同的船首模型，計算條件跟上文保持一致，計算結(jié)果如圖18所示。

圖18 轂徑比對推理系數(shù)、扭矩系數(shù)的影響Fig.18 Influence of hub diameter ratio on inference coefficient and torque coefficient

可以看出，無軸側(cè)推器的槳推力系數(shù)，船身推力系數(shù)和總推力系數(shù)隨轂徑比的增加而減小，但變化量較小。轂徑比的變化導(dǎo)致槳葉面積隨之變化，葉面受力大小隨著槳葉面積減小而減小，故推力系數(shù)也減小，總體來說轂徑比對無軸側(cè)推器的影響不明顯。

4 結(jié)語

本文基于CFD方法，研究船舶無軸輪緣側(cè)推器水動力性能規(guī)律和流場分布，并分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)對側(cè)推器水動力性能的影響，結(jié)論如下：

1）當(dāng)航速增加時，無軸側(cè)推器的推力系數(shù)和轉(zhuǎn)矩系數(shù)會隨之增大，而船身兩側(cè)壓力差先逐漸減小至零，之后再反向增大，在橫向上，船體受到的總推力會隨航速的增加而逐漸減小。

2）在靜水和航行狀態(tài)下槳葉面上的壓力均呈不均勻分布，航行狀態(tài)下產(chǎn)生的槳葉推力以及導(dǎo)筒壁面上低壓渦流區(qū)域均比靜水中的要大，但由于船首兩側(cè)的壓力差變大，產(chǎn)生了與槳推力方向相反的作用力，抵消了部分槳的推力，導(dǎo)致側(cè)推器性能下降。

3）螺距比增大，無軸側(cè)推器的推力系數(shù)和扭矩系數(shù)也隨之增大，且影響效果比較明顯，推力系數(shù)增加幅度超過10%；盤面比的影響相對螺距比較小，但推力系數(shù)和扭矩系數(shù)總體呈上升趨勢，扭矩系數(shù)變化幅度小于2.5%；轂徑比對無軸側(cè)推器水動力性能影響較小。