無軸泵噴推進器水潤滑軸承間隙流水動力設計與試驗

何升陽 周 楓

1.海軍工程大學艦船綜合電力技術國防科技重點實驗室，武漢，4300332.中國船舶集團有限公司第七一八研究所，邯鄲，056027

0 引言

無軸推進裝置隨著綜合電力技術的發展應運而生，它以模塊化、集成化為技術思想，構造了新一代高性能電力推進裝置[1-2]，在進一步實現電力推進的高功率密度、高效率、低噪聲和高機動性能等方面，將發揮重要作用，并逐步成為艦船電力推進裝置重要的發展方向[3]。無軸泵噴是無軸推進的一種結構形式，理論上可以兼有無軸結構和泵噴水動力優勢，它將推進電機集成于泵噴推進器導管中，取消了推進軸系及其輔件，并將電機轉子與推進器槳葉融合為一體，通過電機轉子旋轉直接驅動槳葉做功。

考慮到水動力性能要求，推進器對導管和輪轂的尺寸限制苛刻。由于傳統艙室內布置的油潤滑軸承存在結構尺寸大、輔件多和滑油泄漏問題，難以選用，故無軸泵噴常選擇結構簡單緊湊、無需輔助系統的水潤滑軸承方案，并通過舷外水直接潤滑。無軸泵噴水潤滑軸承根據功能可分為水潤滑支撐軸承和水潤滑推力軸承。支撐軸承主要用于承載旋轉組件質量(如電機轉子、槳葉及其輪轂等)，推力軸承用于傳遞槳葉的軸向推力，其布置方式主要有推進器輪緣布置、輪轂布置以及兩者混合三種形式[3]。考慮到泵噴特殊的導葉支撐結構和低噪聲要求，目前無軸泵噴通常采用輪轂布置或混合布置[4]方式。

無軸泵噴水潤滑支撐軸承與艦船傳統艉軸水潤滑支撐軸承相比盡管結構類似[3]，但運轉方式不同。前者為軸承旋轉而輪轂不動，使軸承磨損更為均勻。因此，無軸泵噴水潤滑支撐軸承可直接選用現有成熟產品，如加拿大的飛龍、英國的賽龍、美國的ROMOR[5]和重慶大學合金橡膠水潤滑軸承[6-7]等。無軸泵噴水潤滑推力軸承在敞水運行方式下，由于水膜厚度較小、穩定性差、海水泥沙運行環境惡劣等，其工程研制難度較大，目前處于探索階段。歐陽武等[8]考慮到減振需求，提出了橡膠墊支撐型推力軸承。LIANG等[9]針對剛支、彈支和固定瓦的水潤滑推力軸承進行了不同工況下的磨損試驗，結果表明剛、彈支軸承的磨損性能明顯優于固定瓦軸承，且在相同轉速和載荷下，彈支軸承的振動最小。HENRY等[10]通過試驗研究了推力軸承表面織構對啟動過程的影響，結果表明只有特定的織構紋理才有利于啟動過程中流體膜的形成。GENG等[11]通過多個壓力傳感器研究了水潤滑軸承在運行過程中沿軸承周向的水膜分布壓力，試驗驗證了水潤滑橡膠軸承存在負壓區。

無軸泵噴水潤滑軸承的舷外水直接潤滑方案是實現其綠色、無污染運行的保證。由于該方案中軸承自潤滑間隙流不僅流過軸承間隙通道從而產生流動損失，還與推進器槳葉區域的主流產生分離和交匯，故軸承間隙流可認為是從槳葉主流區域中泄漏出去的無效做功部分，并在與主流分離或交匯處改變主流流線性。該軸承間隙流，特別是通過間隙的流量大小，一方面直接影響推進器的水力性能，另一方面直接影響軸承潤滑和冷卻效果，故在推進器水動力設計以及軸承設計時，需要綜合考慮軸承間隙流對兩者的耦合影響。因此，研究無軸泵噴推進器水潤滑軸承的間隙流水動力設計對推進器動力性能的設計與優化具有重要的工程意義。然而相關設計或試驗研究未見公開報道，但無軸推進器集成化電機的冷卻間隙流已有深入研究，它在間隙結構與循環原理上與水潤滑軸承間隙流類似。胡鵬飛等[12]設計了無軸推進器集成化電機間隙流直接冷卻方案，并利用CFD方法分析了間隙流對電機溫度場的冷卻效果。ZHU等[13]通過樣機試驗驗證了集成化電機間隙流冷卻方案，并針對間隙尺寸進行了敏感度分析。本文以無軸泵噴輪轂布置式的一體化水潤滑支撐/推力軸承為研究對象，綜合考慮推進器與軸承性能要求，采用數值分析與試驗驗證相結合的方法開展水潤滑軸承間隙流水力設計、性能分析與試驗研究，以滿足“推進器+軸承”全系統的推進特性要求。所提方法對輪緣布置、輪緣-輪轂混合布置的軸承結構形式也具有同等適用性。

1 水潤滑軸承間隙流水動力設計與分析

輪轂布置形式無軸泵噴結構示意圖見圖1，具有支撐/推力軸承一體化的自循環間隙流潤滑通道，其裝配結構如圖2所示。

圖1 無軸泵噴推進器結構示意圖Fig.1 Structure schematic of the shaftless pump-jet thruster

圖2 輪轂布置式水潤滑軸承裝配結構Fig.2 Wheel layout assembly structure of integrated water-lubricated bearings

1.1 水潤滑軸承間隙流設計流程

圖3所示為無軸泵噴輪轂布置式一體化水潤滑軸承方案的間隙流結構及過流通道圖，其中，水潤滑支撐軸承與槳葉輪轂裝配為一體，與輪轂內的支撐軸形成動靜摩擦副；推力軸承則布置于葉輪輪轂前/后兩端，用于傳遞葉輪軸向正車力和倒車力。前后推力軸承瓦塊間隙和支撐軸承槽道形成了一體化的間隙流潤滑通道，借助槳葉做功后在間隙通道進出口產生的壓力差，使水流沿著流動通道從后推力軸承經過支撐軸承逆流到前推力軸承，進而實現對前/后推力軸承和支撐軸承的潤滑和冷卻。

圖3 一體化水潤滑軸承間隙流結構及通道Fig.3 Structure and channel of integrated water-lubricated bearings

一體化水潤滑軸承冷卻潤滑間隙流的形成主要取決于推進器槳葉前后的壓力差和一體化水潤滑軸承間隙流通道阻力。另外，無軸泵噴旋轉部件的推力和質量決定了支撐軸承和推力軸承的載荷和尺寸，而支撐和推力軸承的尺寸和間隙流又反過來影響槳葉的水動力性能。因此，無軸泵噴水潤滑軸承設計與推進器槳葉水動力設計是一個循環迭代過程，兩者之間相互影響和制約。根據上述分析，采取圖4所示流程完成水潤滑軸承間隙流水動力迭代設計。步驟如下：①根據總體推進要求，完成推進器槳葉水動力的設計，并校核是否滿足功率、效率和空化性能；②根據步驟①設計結果計算得到轉子推力、轉子質量和輪轂尺寸，作為水潤滑軸承的載荷輸入和結構邊界完成軸承設計，從而確定軸承間隙結構；③考慮軸承間隙流影響，開展“推進器+軸承”的全系統水動力性能計算，并校核是否在滿足推進器水動力性能的同時，也滿足軸承比壓、間隙流量和軸承效率要求；④若步驟③滿足條件，則迭代結束，否則應返回步驟①，重新優化推進器載荷參數(流量、揚程、轉速)和結構參數(葉片軸面、輪轂和軸承尺寸)，直到最終滿足要求。

圖4 水潤滑軸承間隙流水力設計流程Fig.4 Hydraulic design process of clearance flow for water-lubricated bearings

1.2 軸承間隙流與槳葉水動力的耦合計算

準確、有效地完成軸承間隙流與槳葉水動力的耦合性能計算和分析是實現軸承間隙流迭代設計的關鍵。由于該間隙流難以通過理論預估方式定量計算，故本文以某無軸泵噴樣機為研究對象，探索采用CFD與試驗測試相結合的方法，完成無軸泵噴推進器軸承間隙流與槳葉水動力耦合性能的數值模擬，并結合無軸泵噴樣機敞水試驗與水潤滑軸承臺架試驗加以充分驗證。鑒于水潤滑支撐/推力軸承水膜厚度與軸瓦間隙、軸承水槽尺寸相比小一個數量級以上，水膜對軸承間隙流水動力的影響基本可忽略，因此，在計算軸承間隙流時不考慮水膜流動的影響。

圖5所示為該無軸泵噴樣機及其水潤滑軸承間隙的水動力耦合計算模型的幾何建模結果，其中，計算域幾何與1.3節樣機敞水試驗的水槽環境一致。該軸承間隙流的通道結構與圖3所示一致，其中，軸承槽道數(即間隙流通道數)為10，支撐軸承采用半圓弧形槽道，其半徑R為3 mm，推力軸承單個瓦塊的進/出口寬度d為10.25 mm，進/出口長度l為18 mm。為減少網格量和提高數值計算準確度，對無軸泵噴流場進行全計算域的六面體結構化網格剖分，并對葉輪及軸承間隙流區域的網格適當加密，以提高對關鍵位置處復雜流動的捕捉能力。計算域及無軸泵噴表面網格分布如圖6所示。整個計算域旋轉壁面的y+不超過20，靜止壁面y+不超過40，y+=uτΔy/ν，Δy為壁面第一層網格高度，uτ為壁面摩擦速度，ν為運動黏度。網格節點總數約2040萬，其中，葉輪區域的網格節點數約500萬，前后推力軸承和支撐軸承的網格節點數約370萬。

圖5 無軸泵噴推進器三維模型及計算域Fig.5 3D model and computational domain of the shaftless pump-jet thruster

圖6 軸承-槳葉耦合計算的結構網格分布Fig.6 Structural grid distribution of the bearing-blade coupling calculation

整個計算域設置為速度進口和壓力出口邊界條件，水面設置為滑移壁面，水槽兩側及底部為無滑移壁面。將葉輪區域設置為旋轉域，其余均為靜止域，動靜域之間采用凍結轉子法(frozen rotor)進行數據交換。該方法一方面在旋轉域以固連槳葉的旋轉坐標系為參考系，可將此處非定常流動轉化為槳葉在某一位置時的定常流動，從而提高計算的穩定性并大大節省計算資源；另一方面在動靜交界面處通過插值而非周向平均來傳遞流場信息，能夠充分模擬葉片區流場在周向的不均勻性[14-15]。本文計算基于RANS方程，采用SSTk-ω湍流模型封閉控制方程。選取高精度求解模式，物理時間步取葉輪旋轉4°所需的時長，監控殘差收斂標準取10-6。其中，SST模型在自由流動區域和近壁區域分別采用k-ε模型和k-ω模型，并通過混合函數來過渡，能夠較好地模擬黏性底層的流動。其控制方程為

(1)

(2)

其中，β*=ε/(ωk)=0.09，k、ω、ε分別為湍動能、湍流頻率和湍流耗散率；ρ、μ、μt分別為流體密度、動力黏度和湍流黏度；Uj為坐標軸xj方向的速度(xj=x，y，z)；Pk為黏性力產生的湍動能生成項，其表達式如下：

(3)

式(1)、式(2)中，湍流黏度μt與混合函數F1、F2的表達式分別如下：

(4)

(5)

(6)

其中，y是壁面距離，ν是運動黏度，S是應變率不變測度，Ckω是式(2)中等號右邊第3項(交叉擴散項)為正的部分，計算時采用以下表達式：

(7)

式(1)～式(7)中，α、β、σk、σω是湍流模型的封閉系數，下標1、2、3分別代表k-ε模型、k-ω模型和SST模型。其中，SST模型的各系數是k-ε模型和k-ω模型中相應系數的線性組合，即

Φ3=F1Φ1+(1-F1)Φ2

其中，Φ=α，β，σk，σω。各封閉系數選取如下。k-ω模型：α1=5/9，β1=0.075，σk1=1.176，σω1=2。k-ε模型：α2=0.44，β2=0.0828，σk2=1 ，σω2=1/0.856。

軸承間隙流量qV是單位時間內流經軸承間隙通道的流體質量。基于上述耦合計算模型，在推進器設計航速和推進器轉速工況點計算得到無軸泵噴的軸承間隙流量為41 L/min，該流量可保證水潤滑軸承的潤滑和冷卻。此時推進器、推力軸承間隙和支撐軸承間隙的流線分布如圖7所示，由此可見：①軸承間隙流主要影響槳葉輪轂表面區域流動，對推進器主流流動的影響不明顯；②間隙流的流線是從后推力軸承往前推力軸承方向流動，這驗證了無軸泵噴一體化水潤滑軸承的工作原理，即借助槳葉做功產生的前后壓力差，使流體從葉輪下游經一體化軸承間隙逆流到葉輪上游。此外保持航速不變，在系列轉速n下計算得到軸承間隙流量qV，如圖8所示。可見水潤滑軸承的間隙流量隨著轉速的提高基本呈線性增加。

(a) 無軸泵噴推進器

(b) 推力軸承 (c) 支撐軸承圖7 敞水工況下推進器及軸承間隙的流線分布Fig.7 Streamlines of the thruster and bearings under open water conditions

圖8 不同轉速下的軸承間隙流量計算結果Fig.8 Calculation results of bearing clearance flow rates at different rotating speeds

1.3 無軸泵噴樣機敞水試驗驗證

由于推進器在工作時的軸承間隙流難以被直接測量，但考慮到推進器槳葉的有效做功與軸承間隙流有關，故通過無軸泵噴敞水試驗來驗證1.2節耦合計算模型對推進器整體水力性能計算的準確性，從而間接驗證軸承間隙流計算的準確性。在上海交通大學循環水槽進行了該無軸泵噴樣機的水動力性能測試。水槽的三維幾何模型如圖9a所示，該水槽總長約27 m，試驗段尺寸為8.0 m(長)×3.0 m(寬)×1.6 m(高)。圖9b所示為推進器在水槽中的布置，采用應變式測力天平對試驗樣機的推力進行整體測量。

推力測試結果可由量綱一推力系數KT=T/(ρn2D4) 來表征，其中，T為推力，n為轉速，D為推進器直徑。圖10所示為不同轉速n下推力系數KT的測試結果與數值計算的對比情況，最大誤差為6.2%，驗證了無軸泵噴軸承間隙流與槳葉水動力耦合計算模型的準確性和有效性。

(a) 循環水槽示意圖

(b) 測試段無軸樣機布置圖9 試驗平臺及樣機三維幾何模型Fig.9 3D geometric model of the test platform and prototype

圖10 推力系數對比Fig.10 Thrust coefficient comparison KT

2 水潤滑軸承間隙流臺架試驗

2.1 試驗臺架設計

為進一步驗證一體化水潤滑軸承間隙流計算方法的有效性，借助一體化水潤滑軸承試驗臺架開展軸承間隙流測試并與數值計算結果進行對比分析。圖11、圖12分別為試驗臺架模型及其實物圖，其工作原理如下：①試驗臺架中一體化水潤滑支撐/推力軸承安裝于試驗艙內，布置關系與推進器樣機的輪轂布置方式一致，如圖11b所示；②由循環水泵代替推進器槳葉為一體化軸承提供形成間隙流所需的壓差，通過調節壓差可改變間隙流量，并從圖11b所示的進水口壓入、出水口流出；③電機通過驅動傳動軸帶動試驗艙質量盤旋轉，水潤滑支撐軸承位于質量盤內以支撐其質量，從而模擬支撐軸承需要克服的質量載荷；④液壓油缸通過拉桿對后推力軸承施加拉力，使力從前推力軸承傳遞到后推力軸承，從而模擬推進器實際工作時推力軸承所承受的推力載荷。通過臺架試驗，可將推進器工作時水潤滑軸承的工作條件(即間隙進出口壓差、旋轉部件質量、軸向推力)作為臺架試驗的輸入，使軸承從推進器內脫離出來工作，實現對軸承間隙水力性能的測量。

(a) 試驗臺架三維模型

(b) 試驗艙剖視圖

(c) 軸承臺架間隙流通道圖11 一體化水潤滑軸承試驗臺Fig.11 Integrated water-lubricated bearing test bench

(a) 臺架裝置

(b) 推力軸承 (c) 支撐軸承圖12 試驗臺與水潤滑軸承實物圖Fig.12 Physical objects of the test bench and water lubricated bearings

2.2 試驗測試與數值計算對比

采用與1.2節相同的數值計算方法建立試驗臺架中水潤滑軸承間隙流的計算模型，模型中推力軸承、支撐軸承和試驗艙其他過流壁面的全結構化網格如圖13所示。在不同進出口壓差的條件下，計算得到臺架裝置的軸承間隙流量并與試驗結果對比，如圖14所示。可見在20～140 kPa進口壓力下，數值計算結果和試驗結果最大誤差不超過5%，特別是在設計流量(41 L/min)附近的誤差僅3%左右。軸承內的流線分布如圖15所示，可見間隙流的流向與臺架裝置設計的工作原理一致。從而間接驗證了本文軸承間隙流動耦合計算方法的有效性。

圖13 試驗艙內水潤滑軸承的結構網格分布Fig.13 Structural grid distribution of the water-lubricated bearings in the test cabin

圖14 不同進口壓力條件下軸承間隙流量Fig.14 Bearing clearance flow rates under different inlet pressure conditions

圖15 臺架試驗艙內軸承間隙流線分布Fig.15 Streamline distribution of bearing clearance in the test cabin

3 結論

無軸泵噴推進器取消了傳統艙室內驅動軸系，將電機轉子與槳葉集成為一體，使支撐/推力軸承須隨一體化轉子在推進器內協同布置。傳統油潤滑軸承難以滿足其敞水、大潛深運行環境，根據結構集成、功能復用原則，采用敞水自潤滑的水潤滑軸承方案是解決該問題的有效途徑。本文主要解決了無軸泵噴的軸承自潤滑結構的水力設計問題，提出了一種基于槳葉水動力和軸承間隙流迭代的設計方法，建立了槳葉水動力與軸承潤滑間隙流耦合計算模型。完成了無軸泵噴推進器軸承冷卻潤滑流量的定量計算分析，并通過樣機敞水試驗和軸承臺架試驗驗證了軸承間隙流設計方法和槳葉-軸承水動力耦合計算模型的有效性和準確性。所提方法對輪緣布置、輪轂布置、輪緣-輪轂混合布置的軸承結構形式均具有同等適用性，對無軸泵噴推進器水力性能的設計與優化具有重要的工程意義。