新型槳后消渦助推葉輪敞水性能數值模擬

李冬琴，董自強，王麗錚

(1．江蘇科技大學 船舶與海洋工程學院，江蘇 鎮江 212100；2．武漢理工大學 交通學院，武漢 430063)

傳統的助推葉輪利用螺旋槳后的旋轉水流進行自由旋轉產生推力作用，回收了槳后旋轉水流的能量損失，具有較好的節能效果[1-2]，但傳統的助推葉輪主要的目的是回收旋轉水流的能量，沒有辦法消除槳后轂渦擾流現象，此外也沒有辦法回收槳后大量轂渦造成的能量損失。為此，考慮在保留傳統的助推葉輪節能效果的基礎上，對傳統助推葉輪根部結構進行新的設計，使新的根部整流結構可以擴散螺旋槳后的轂渦，消除轂渦的擾流作用；根部新結構中整流葉片可以利用槳轂旋轉水流的能量進行旋轉。為此，采用滑移網格方法對螺旋槳及螺旋槳-消渦助推葉輪組合系統進行敞水性能數值模擬，將螺旋槳的敞水性能數值與試驗值進行比較，驗證該方法的可靠性，將螺旋槳和消渦助推葉輪組合系統的數值模擬結果與螺旋槳單獨數值模擬結果進行比較，分析新型消渦助推葉輪對螺旋槳敞水性能和槳后流場的影響，以及新型消渦助推葉輪在回收槳后旋轉水流能量和消除轂渦方面的表現力。

1 消渦助推葉輪的工作原理

如圖1所示，新型消渦助推葉輪位于螺旋槳后，在流場中進行自由旋轉。

圖1 消渦助推葉輪工作原理

新型槳后消渦助推葉輪的直徑參照一般自由葉輪的直徑為1.15～1.35倍螺旋槳的直徑[3]，消渦助推葉輪分為內外半徑兩部分。內半徑部分充當渦輪機的作用，吸收螺旋槳尾流能量，驅動外半徑部分旋轉。其中，消渦根部半徑處除了起消渦的作用，同時也起到渦輪增壓的效果。消渦助推葉輪進行自由旋轉，其總轉矩值為0，內外半徑部分的轉矩方向相反，所以內外半徑的轉矩矢量和為0；與此同時，其內外半徑部分的推力方向相反，所以新型消渦助推葉輪具有節能效果時，內半徑部分產生的推力矢量與外徑部分推力矢量之和必須大于0[4]。

(1)

(2)

式中：Rv、rt和ro分別為消渦助推葉輪半徑、內部半徑，以及消渦根部半徑。

2 數值處理方法

2.1 計算模型

提出如圖2a)所示一個新型槳后消渦助推葉輪節能附體，該節能附體與傳統助推葉輪最大的不同之處在于葉輪根部消渦結構的設計，從圖2b)結構拆解模型說明其特征：由圓臺、整流葉片、圓柱體、導管和水翼組成，槳后一部分水流從圓臺表面流入，經過其中整流葉片的整流作用起到消渦的效果。此外整流葉片采用曲面設計，利用水流的運動特性使整流葉片兩邊產生壓力差推動整個葉輪進行自由旋轉，即新的消渦結構部分設計既能擴散轂渦又能起到渦輪增壓作用推動外部水翼的旋轉產生推力效果，這種功能是傳統助推葉輪所沒有的。

圖2 螺旋槳和消渦助推葉輪模型

選用KP505螺旋槳，其直徑Da為0.25 m；新型槳后消渦助推葉輪直徑Db為螺旋槳直徑的1.28倍，為0.32 m，消渦助推葉輪水翼有9個，整流葉片片數為6個，消渦助推葉輪軸向長度Lb為0.08 m,導管的長度Lh為0.05 m，導管的外表面直徑Dh等于螺旋槳槳轂小端的直徑為0.04 m。螺旋槳模型主要參數見表1。

表1 KP505螺旋槳模型主要參數

2.2 計算域網格劃分及邊界條件

如圖3所示，選擇圓柱體計算域，整個計算域是由內部兩個旋轉域和1個外部靜止域組成[5]，其中外流場靜止域的直徑為8Da，長度為14Da，包裹螺旋槳的旋轉域1直徑為1.7Da，長度為0.5Da，包裹消渦助推葉輪的旋轉域2直徑為1.7Da，長度為0.7Da，目標計算螺旋槳距離計算域入口的距離為3Da，距離計算域出口的距離為11Da。

圖3 計算域劃分

根據螺旋槳旋轉運動的特點，采用滑移網格方法[6]進行數值模擬計算，其特點是在2個旋轉域和靜止域彼此接觸之間建立交界面進行數據信息傳遞；為了提高網格的質量，采用混合型網格[7]，內流場的2個旋轉域采用四面體網格，外流場的靜止域采用切割體網格，此外在螺旋槳和消渦助推葉輪表面進行網格加密見圖4a)，并建立尾流場加密區域見圖4b)。

圖4 網格加密區域

如圖5所示，計算域邊界條件設置：靜止域的入口和圓柱體表面設置為速度入口，出口設置為壓力出口，2個內部旋轉域和外部靜止域的3個流體域彼此之間建立交界面，交界面設為對稱平面。螺旋槳是強制旋轉的，所以給定1個轉速和旋轉方向；而消渦助推葉輪是繞著螺旋槳槳軸方向進行自由旋轉的，需要設置自由運動邊界條件，通過設置DFBI旋轉和平移來實現。

圖5 格劃分及邊界條件

3 數值計算結果與分析

3.1 動力性能計算公式

根據敞水性能計算公式[8]，對螺旋槳和消渦助推葉輪的敞水性能進行數值處理，其推力系數、轉矩系數和敞水效率表達如下。

1)加裝消渦助推葉輪前螺旋槳敞水性能。

(3)

2)加裝消渦助推葉輪后螺旋槳敞水性能。

(4)

3)消渦助推葉輪敞水性能。

(5)

4)螺旋槳和消渦助推葉輪組合系統敞水性能。

(6)

式中：J為進速系數；VA為來流速度；na為螺旋槳的轉速，Da為螺旋槳的直徑，ktc、kqc、ηc分別為螺旋槳和消渦助推葉輪組合系統的推力系數、轉矩系數和推進效率。其中下標帶有a、av和v的字符分別代表加裝消渦助推葉輪前后螺旋槳以及消渦助推葉輪的推力系數、轉矩系數和推進效率。

3.2 螺旋槳敞水數值驗證分析

基于STAR-CCM+仿真軟件，設定螺旋槳的轉速為50 r/s，通過改變進口流速VA來改變進速系數J，進速系數J的范圍選在0.1～0.8之間。計算獲得螺旋槳的敞水曲線與哥德堡2000年會議所提供的試驗結果進行對比，數值模擬(CFD)與試驗(EFD)結果對比見圖6。

圖6 KP505螺旋槳敞水性能曲線對比(數值模擬與實驗)

對比表2和圖6結果可知：在進速系數較低的情況下，數值模擬和試驗結果的誤差范圍均在5%以內，而在進速系數達到0.8時，推力系數和推進效率的誤差分別達到8.593%和11.239%。造成誤差的原因有很多種，分析認為，與網格的質量，選取的湍流模型和數值離散的方式有關，還有可能是該商業軟件在高進速系數下無法更好地捕捉到螺旋槳瞬態的運動信息；總體看來，螺旋槳敞水的數值模擬結果在工程容許范圍內，驗證了計算方法預報螺旋槳敞水水動力性能可行。

3.3 組合系統敞水數值計算分析

對螺旋槳-消渦助推葉輪組合系統進行敞水數值模擬，計算出組合系統中螺旋槳和消渦助推葉輪的推力系數、轉矩系數、推進效率等敞水性能數值，首先對比加裝消渦助推葉輪前后螺旋槳的敞水性能數值進行比較，觀察消渦助推葉輪對前置螺旋槳是否能產生有利的干擾提高螺旋槳的推進效率，數據對比見圖7。

圖7 加裝消渦助推葉輪前后螺旋槳的敞水性能對比

分析組合系統中消渦助推葉輪的敞水性能數值，見表2，研究其在組合系統中起到的推力效果；最終的螺旋槳-消渦助推葉輪組合系統的敞水性能由組合系統中有利干擾后螺旋槳的敞水性能和消渦助推葉輪的敞水性能來決定，通過水動力計算公式計算得出組合系統的敞水性能數值，并將計算結果與單獨螺旋槳敞水性能數值進行對比，見圖8，驗證新型消渦助推葉輪的節能效果。

表2 消渦助推葉輪的敞水性能參數

圖8 螺旋槳-消渦助推葉輪組合系統與 單螺旋槳敞水性能對比

由圖7可見，螺旋槳-消渦助推葉輪組合系統中的螺旋槳相比于加裝前的螺旋槳敞水性能數值產生了變化，當進速系數從0.3起螺旋槳的推進效率都得到了提高，說明消渦助推葉輪在中高進速系數情況下對螺旋槳具有有利的干擾，可以提高螺旋槳的推進效率。

從表2中可以看出，組合系統中消渦助推葉輪自身也會產生推力作用，推力系數由進速系數的增加而減小，在較低進速系數下產生的推力較大，推進效率先增大后減小，當進速系數J為0.7和0.8時，組合系統中消渦助推葉輪的推力、推力系數和推進效率均為負值，證明在較高進速系數下還會產生反向阻力，其中轉矩為0，這是消渦助推葉輪進行自由旋轉的原因。

從圖7中螺旋槳-消渦助推葉輪組合系統與單獨螺旋槳的敞水性能數值對比結果可以看出，進速系數J在0.1～0.6范圍內，KP505槳在加裝消渦助推葉輪后螺旋槳-消渦助推葉輪組合系統的推力系數kt與敞水效率ηo均有一定程度的提高，而轉矩系數kq變化不是太大，敞水效率的增量隨著進速系數J的增加先增加再減小；當進速系數J高于0.6時，敞水效率無提升效果，反而產生阻礙作用，其中在進速系數J=0.4條件下，敞水效率提升9.113%，達到最佳的節能效果。

3.4 槳后消渦助推葉輪尾后流場分析

1)螺旋槳后轂渦的變化情況。在進速系數J=0.4條件下，對加裝消渦助推葉輪前后螺旋槳尾流場變化情況進行剖析，如圖9a)是加裝前轂帽后方的流線分布情況，可以看到很強烈的旋轉流線；而圖9b)是加裝后流線的分布情況，可以明顯的看到流線被理順了，不再做旋轉運動，說明加裝新型槳后消渦助推葉輪可以消除螺旋槳后的轂渦，突破了傳統助推葉輪在回收槳后水流能量的局限性。

圖9 KP505螺旋槳在加裝消渦助推葉輪 前后的尾部流線對比

2)螺旋槳后尾流周向速度矢量變化情況。在進速系數J=0.4條件下，對加裝消渦助推葉輪后槳盤面后方X=0.2Da橫截面的速度矢量變化情況進行分析，重在證明優化后的消渦助推葉輪相較于傳統助推葉輪作用效果的優越性。如圖10a)所示，螺旋槳旋轉方向為黑色箭頭順時針方向，加裝后可以看出消渦助推葉輪外部水翼區之間矢量線方向和螺旋槳旋轉方向相同，順時針沖擊消渦助推葉輪外部的水翼，被沖擊的一面產生高壓區，另一面則形成低壓區，由此消渦助推葉輪與螺旋槳的旋轉方向相同，內半徑部分吸收旋轉水流的能量驅動外半徑處的水翼旋轉產生推力作用，這也是傳統助推葉輪的工作原理；再從圖10b)中可以看到，改進后內部消渦結構部分速度矢量線，消渦結構內部矢量線沿順時針旋轉沖擊著內部的整流葉片，使整流葉片受力旋轉，且旋轉方向與外部的水翼方向相同，對整體的助推葉輪產生助力效果，說明改進后的新型消渦助推葉輪比傳統的助推葉輪多了一處渦輪增壓部分，助推效果更好。

圖10 KP505螺旋槳在加裝消渦助推葉輪后的 槳盤面后方速度矢量圖對比(X=0.2Da)

3)螺旋槳后尾流軸向速度變化情況。在進速系數J=0.4條件下，對加裝消渦助推葉輪前后槳盤面后方X=0.32Da橫截面的軸向速度變化情況進行分析。從圖11a)中軸向速度的分布情況可以看出尾流的軸向流速很高；而圖11b)中各部分尾流的軸向速度有所減慢，主要是一部分旋轉水流能量被消渦助推葉輪利用進而減少了尾流能量損失。由此認為，新型槳后消渦助推葉輪可以回收螺旋槳后的旋轉水流的能量，此外消渦部分的流速也在變慢，這個變化是由于消渦結構部分中的整流葉片利用了尾流的能量。

圖11 KP505螺旋槳在加裝消渦助推葉輪前后的 槳盤面后方軸向速度圖對比(X=0.32Da)

4 結論

1)采用滑移網格技術對J在0.1～0.8范圍內的螺旋槳進行敞水性能數值模擬計算分析是可行的，預報的精度符合工程設計的要求，數值模擬計算可以捕捉到螺旋槳復雜的流場信息，可作為新型槳后消渦助推葉輪節能效果分析的重要手段。

2)在螺旋槳設計轉速50 r/s，進速系數J為0.4的情況下，螺旋槳-消渦助推葉輪組合系統敞水性能推進效率提高9.113%，且螺旋槳后轂渦得到了較好的擴散起到了整流作用，相比于傳統的助推葉輪更具有優越性，具有較好的節能效果。

3)關于新型消渦助推葉輪敞水性能數值模擬計算結果可作為該附體設計的參考，但消渦助推葉輪直徑、整流葉片片數、水翼的數量以及與前置螺旋槳的距離等結構參數對推進效率的影響未做深入的分析，在后續的工作中有待進一步研究。