喷口轴向长度对喷水推进器性能影响的研究

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(海军工程大学 动力工程学院，武汉 430033)

喷水推进是利用喷水推进泵内的叶轮对水做功，经导叶整流后，高速水流从喷口喷出，从而获得推力的一种新型船舶推进方式。它具有高航速时推进效率高、不易空化、水下辐射噪声低、船舶操纵性优和机动性能好等诸多常规螺旋桨所不能比拟的特点，并依托这些优良特性在高速高性能船舶领域得到广泛应用[1-3]。对于船舶来说，最适合的喷水推进器都是单独设计的，但为了降低设计和制造成本,喷水推进供应商普遍采用了产品系列化的技术进行了批量生产。世界著名的喷水推进装置生产商KaMeWa、Lips、MJP和Hamilton等的共同点是:喷水推进装置都已系列化和大型化；各公司都建立了自己的喷水推进装置的规格系列,有的以泵进口直径的厘米数(cm)命名,如KaMeWa和Lips公司; 有的公司以进口直径的毫米数(mm)命名,如MJP公司。

三元设计方法的引入和计算流体力学的发展使得船舶喷水推进器的设计和优化变得更加的方便和精益求精了。喷口作为喷水推进器的一个重要组成部分，它在推进器尾部的几何收缩可以将导叶器的出流压能进一步转化为动能，以更高的速度向船后喷出，从而获得更大的推力；喷口的直径是设计者在考虑船舶的性能之后，通过最佳喷速比来确定的，但喷口的轴向长度则需要设计者根据经验来确定。由于喷口流体流速极高，且壁面摩擦等因素的影响，过长的喷口会产生较大的摩擦损失，整个推进器所产生的推力就会降低；过短的喷口又不容易将其内水流整为轴向，因此推力也会减小。因此，找到合适的喷口轴向长度对喷泵的设计者显得尤为重要。目前国外的喷口设计可以将流量损失降到1%以下，而国内对喷口长度的相关研究较少[4-10]。为了探索喷口轴向长度对喷水推进器整流效果和效率的影响，提高喷水推进器的推进性能以及为设计者提供一定的参考，运用CFD方法，通过改变某喷泵喷口的轴向长度，研究不同轴向长度对喷口出流的不均匀度、喷射效率以及泵所产生的推力影响。

1 控制方程与方法验证

1.1 控制方程

利用基于中心节点控制和有限体积法的计算流体力学程序来求解RANS方程，选择SST模式对湍流进行模拟，不可压粘性流体数值求解的控制方程如下。

(1)

(2)

式中：fi——质量力；

μ——流体动力粘性系数；

μi——湍流动力粘性系数。

1.2 数值方法验证

在对混流泵不同喷口长度下数值计算前，对国外的某型混流泵进行数值模拟，以验证文中所用方法和模型的可信性。

该泵的叶轮进口直径为710 mm,有6个叶片和11个导叶，其几何模型见图1。

图1 KaMeWa71SII几何模型

该喷泵流体性能数值计算的几何分为喷口、导叶、叶轮以及为计算敞水性能所添加的进口直管。喷口和进口直管都采用ICEM软件，划分六面体网格，近壁面处网格进行了加密，以保证捕捉到边界层。导叶和叶轮采用TurboGrid软件划分六面体网格，叶顶间隙处设置10层网格。在网格数量选择上，对叶轮在880 r/min工况下的流量进行网格无关性验证，计算结果见图2。

图2 流量与网格数量的网格无关性图

从图2中可以看出，叶轮网格至少需要70万，才能保证计算结果的准确性。在计算的过程中权衡了计算速度和对流场流动细节的有效捕捉两个方面，对不同的部件使用了不同的网格。表1中各个部件的Y+反映了部件表面的边界层情况，根据帮助文件要求，以小于200为准。

表1 各部件网格数

边界条件设定为总压进口，静压出口。时间步长设为物理时间1/ω，其中ω为叶轮转速，(°)/s。计算孤立泵转速在700～1 200 r/min下功率的变化情况。

计算结果见表2。试验数据已经做了不同转速下的归一处理。对比可以看出，计算值与厂商提供数据相对误差均在3%以内，满足工程要求。说明该方法计算水动力特性是可信的，也为接下来的喷口改进工作提供了实际支撑。

表2 KaMeWa71SⅡ轴功率计算结果

2 CFD数值计算

喷泵的敞水性能是指孤立泵在均匀进流条件下的性能，即不加进水流道时喷泵在均匀流场中的水力性能，它是船后泵性能分析的基础。

以KaMeWa71SII混流式喷水推进泵为对象，以其导叶轮毂处尖角至喷口出口处的长度为喷口的轴向长度(251.6 mm)，以依次增加或减少原喷口长度的10%(25 mm)为标准，对其喷口进行系列化改变，计算比较喷泵的敞水性能。

为了保证连接曲线与导叶外壳轮廓线和喷口水平线都相切，在作图过程中使用了贝赛尔曲线来连接导叶外壳轮廓线和喷口水平线，从而保证从导叶流出的高速水流在喷出过程中的能量损失最小。各喷口在UG中的轮廓线见图3，回转后的喷口见图4。

图3 喷口轮廓线示意

图4 不同长度的喷口

2.1 网格划分

采用结构化网格进行区域空间离散，对进流管和喷口壁面附近网格加密以较好地模拟壁面附近流动。叶轮单通道节点数为15万，导叶单通道为10万。叶轮扭曲度较大使用J型拓扑结构，导叶采用H型拓扑结构。其中，叶片和导叶附近都采用了O型网格。各部件网格见图5。

图5 各部件网格

整个流场控制体总共采用了约310万个网格单元，Y+控制在30以内，不同轴向尺寸的喷口，根据喷口的长短对其节点进行控制，保证不同喷口中网格单元的大小差别不大，减小了因为网格的疏密造成的误差。

2.2 边界条件

对喷水推进泵孤立泵水力性能进行计算时，为保证均匀进流，在叶轮进口前加进流直管段，其直径为叶轮进口直径，长度为2倍直径。喷水推进器的进口设为总压进口，出口设为静压出口，推进器的转速设为常用工况900 r/min。

2.3 计算方法

喷水推进系统的流场区域采用稳态多参考系(MRF)方法进行计算，叶轮内的流场采用旋转坐标系计算，导叶体和流道内的流场采用固定坐标系进行计算。采用全隐式多网格耦合求解技术，联立求解连续方程和RANS方程，然后求解湍流方程。

3 CFD计算结果及分析

根据上述方法，对不同喷口的喷水推进器内流场进行数值计算，结果见图6、7、8。

图6 喷口长度和扬程关系示意

图7 喷口长度和泵效率关系示意

图8 喷口长度和推力关系示意

分析发现，随着喷口轴向长度的增加，泵的扬程降低，泵效率也逐渐降低，这是因为喷口轴向长度增加之后，壁面摩擦阻力增加，流量减小，扬程降低，使得水力功率降低，进而使泵的效率下降。

分析还发现，随着喷口轴向长度的增加，敞水泵的推力是先增加后减小，在251.6 mm，即泵进口直径的35%左右时，推力值达到最大。分析认为喷口的主要作用在于整流的同时，将导叶体出流的压力能进一步转化为动能，提高喷口的出流速度，喷口太短，液体的压力能就不能很好地转化为动力能，产生的推力就小；喷口太长，液体的压力能虽然能够充分地转化为动力能，但喷口太长会引起壁面摩擦阻力增加，出口流量减小，产生的推力也会变小。

因此，250 mm左右是喷口的最佳值，在此情况下，压力能转化的动能与壁面摩擦阻力之差最大，推力值达到最高。

4 结论

通过计算流体力学的方法，运用CFX软件对71SII在不同喷口尺寸下喷泵的水力性能进行数值计算和分析发现：喷口的长度增加时，喷口的扬程不断降低，效率会不断减小泵的推力呈现先增大后减小趋势；当喷口长度达到35%的叶轮进口直径时，推力最大。这对于喷水推进器性能改进过程中喷口的优化提供了一定的参考依据。

本文对混流泵的最佳喷口长度进行了计算分析，其推力在326.6 mm左右时，趋势不是特别好，还需要进一步研究。另外，对于轴流泵喷口的设计以及喷口和导叶出口处轮毂的匹配，还需要进一步计算。

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