自補(bǔ)償式水下推進(jìn)器的設(shè)計(jì)及其密封和水動(dòng)力性能研究*

馮 森

(上海交大中海龍水下防務(wù)研究中心有限公司,上海交大海洋水下工程科學(xué)研究院有限公司 上海 200231)

目前，我國消費(fèi)級(jí)水下機(jī)器人迅猛發(fā)展[1-3]，尤其是在地質(zhì)勘測(cè)、水產(chǎn)養(yǎng)殖、水環(huán)境監(jiān)測(cè)等領(lǐng)域應(yīng)用廣泛。消費(fèi)級(jí)水下機(jī)器人通過搭載攝像機(jī)、聲吶、水質(zhì)傳感器等設(shè)備，同時(shí)借助水下機(jī)器人機(jī)動(dòng)靈活的運(yùn)動(dòng)能力，可實(shí)現(xiàn)對(duì)環(huán)境的大范圍監(jiān)測(cè)。但目前市面上的消費(fèi)級(jí)水下機(jī)器人大多工作在小于50 m的水深處，工作深度受到制約，而且在水面有浪的情況下這種小型的水下機(jī)器人很難正常穩(wěn)定地在水面進(jìn)行監(jiān)測(cè)工作。因此，為使這種小型水下機(jī)器人具有一定的抗流能力，需對(duì)其進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，具體表現(xiàn)在整體的流線型設(shè)計(jì)和對(duì)小型推進(jìn)器的設(shè)計(jì)。

水下推進(jìn)器是水下機(jī)器人最為核心的動(dòng)力裝置[4]，機(jī)器人的水下運(yùn)動(dòng)姿態(tài)需要依靠推進(jìn)器的不同組合方式來實(shí)現(xiàn)。對(duì)于一些小型消費(fèi)級(jí)的水下機(jī)器人來說，要求其本體質(zhì)量輕便，具有一定的下潛深度，同時(shí)具有一定程度的抗流能力，因此對(duì)于水下推進(jìn)器設(shè)計(jì)就提出了更高的要求。基于各類小型水下機(jī)器人對(duì)于推進(jìn)器的需求，本文作者設(shè)計(jì)一種小型自補(bǔ)償式水下推進(jìn)器，采用有限元方法對(duì)自補(bǔ)償密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行定性分析，得出最優(yōu)的油囊結(jié)構(gòu)[5]；通過CFD定性分析了該推進(jìn)器理想狀態(tài)下的水動(dòng)力特性，包括推力、扭矩等參數(shù)；通過實(shí)驗(yàn)測(cè)試的方式來驗(yàn)證理論分析的正確性以及設(shè)計(jì)方案的可行性。

1 推進(jìn)器的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 推進(jìn)模塊

針對(duì)小型推進(jìn)器輕量化設(shè)計(jì)以及推進(jìn)效率的改進(jìn)問題，采用油封的方式進(jìn)行密封，減輕了殼體的質(zhì)量增強(qiáng)了耐壓強(qiáng)度，同時(shí)采用純機(jī)械式連接的出軸方式，減少了運(yùn)動(dòng)傳遞損失；針對(duì)運(yùn)動(dòng)構(gòu)件密封可靠性的問題，采用油囊自補(bǔ)償?shù)脑O(shè)計(jì)方式，可以對(duì)輕微泄漏點(diǎn)進(jìn)行油液的補(bǔ)償，因而密封不突然就失效，導(dǎo)致推進(jìn)器損壞。

推進(jìn)模塊由耐壓殼體、無刷減速電機(jī)、螺旋槳、犧牲陽極以及導(dǎo)流罩等部分組成。電機(jī)通過軸套與螺旋槳直接連接，帶動(dòng)其進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。端蓋連接處的密封均采用O形圈密封，軸套處的動(dòng)密封采用唇形密封。在耐壓殼體上設(shè)有一個(gè)充油口方便進(jìn)行液壓油的填充。整體結(jié)構(gòu)如圖1所示，機(jī)器人整體布局如圖2所示。

圖1 推進(jìn)器整體結(jié)構(gòu)

圖2 水下機(jī)器人整體結(jié)構(gòu)

1.2 自補(bǔ)償模塊

傳統(tǒng)的液壓油補(bǔ)償系統(tǒng)為活塞式結(jié)構(gòu)，體積都比較大。為實(shí)現(xiàn)推進(jìn)器的輕量化設(shè)計(jì)，以及防止采用油封的推進(jìn)器因少量漏油而導(dǎo)致密封立即失效的情況發(fā)生，設(shè)計(jì)了油液自補(bǔ)償模塊，可以在一定程度上減少密封失效的影響。如圖3所示，設(shè)計(jì)的自補(bǔ)償模塊包括油囊、進(jìn)水艙和壓緊蓋3個(gè)部分，其中油囊與推進(jìn)模塊相連通，內(nèi)部充滿著液壓油。在密封完好的情況下，內(nèi)外壓差保持相對(duì)平衡，一旦出現(xiàn)少許泄漏，則外部水壓大于內(nèi)部壓力，則進(jìn)水艙內(nèi)的水會(huì)擠壓油囊使其內(nèi)腔體積減小，因此液壓油會(huì)從油囊內(nèi)腔流入推進(jìn)模塊補(bǔ)充部分泄漏的油液。其中油囊的頭部采用類似O形圈的設(shè)計(jì)，下部分則為圓柱形空腔，通過壓緊力使得油囊固定在進(jìn)水艙和壓緊蓋的密封槽內(nèi)。

圖3 自補(bǔ)償模塊結(jié)構(gòu)

2 自補(bǔ)償模塊密封性能有限元分析

2.1 油囊材料模型

油囊選擇丁腈橡膠材料[6]，其極限強(qiáng)度可達(dá)到20 MPa，進(jìn)水艙和壓緊蓋采用表面氧化處理的7075鋁合金材料。

橡膠材料具有高度非線性的力學(xué)特性，主要體現(xiàn)在材料的非線性、接觸的非線性以及幾何的非線性3個(gè)方面。而文中對(duì)于橡膠應(yīng)力和應(yīng)變的關(guān)系采用Mooney-Rivlin模型[7-9]，在有限元分析軟件中用2個(gè)材料參數(shù)表示，其表達(dá)式為

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(1)

式中：W為應(yīng)變能；C10、C01為材料常數(shù)；I1、I2為應(yīng)變張量的主不變量。

根據(jù)實(shí)際工程經(jīng)驗(yàn)，C10、C01滿足C10=4C01。

在Mooney-Rivlin模型中，初始彈性模量E=14.04 MPa，與C10和C01滿足如下公式：

E=6(C10+C01)

(2)

結(jié)合公式(1)、(2)，可得出C10=1.872 MPa，C01=0.468 MPa。

油囊頭部與密封槽的接觸類型選擇摩擦接觸，摩擦因數(shù)選取0.2；接觸行為選擇非對(duì)稱Asymmetric，接觸算法選擇增廣拉格朗日法Augmented Lagarange；材料非線性方面選擇大變形狀態(tài)進(jìn)行分析。

2.2 油囊密封性能判定依據(jù)

根據(jù)通用橡膠密封圈的判定方法對(duì)油囊的密封性能進(jìn)行判定，其判定公式為

pc=p0+kp≥mp

(3)

式中：pc為操作工況下的最大接觸壓力；p0為預(yù)緊時(shí)的最大接觸壓力；k為受壓參數(shù)；m為墊片參數(shù)；p為工作壓力。

因?yàn)橛湍疫x用的橡膠材料肖氏硬度大于75，因此可以取墊片參數(shù)m=1，代入式(3)中，則有

?p=pc-p

(4)

即當(dāng)?p>0時(shí)，可認(rèn)為密封可靠，反之，則認(rèn)為出現(xiàn)泄漏。

因此，油囊密封性的判斷依據(jù)可以歸納為2種情況：第一，入水前油囊頭部與密封槽的最大接觸壓力均不低于內(nèi)部油壓時(shí)，認(rèn)為密封可靠，反之認(rèn)為不可靠；第二，入水后油囊頭部與密封槽的最大接觸壓力不低于外部水壓時(shí)，認(rèn)為密封可靠，反之認(rèn)為不可靠[6]。因此，需要分析在水深200 m時(shí)，油囊頭部與密封槽的最大接觸壓力是否大于工作壓力。

2.3 油囊密封結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)定

油囊頭部的初步設(shè)計(jì)按照線徑1.8 mm，頭部高度h=2.8 mm設(shè)計(jì)，將其拆分為上下2個(gè)半圓結(jié)構(gòu)。油囊的下半部分設(shè)計(jì)為內(nèi)徑8 mm、高度19 mm的圓筒型，密封槽[10-11]采用在進(jìn)水艙與壓緊蓋表面上同時(shí)開槽的對(duì)稱設(shè)計(jì)，其槽寬W=2.4 mm，槽深H=1.25 mm。

油囊頭部高度值h，其值的大小影響油囊頭部密封部位的被壓縮量，設(shè)定該參數(shù)為優(yōu)化參數(shù)之一，初始參數(shù)設(shè)置h=2.8 mm。為了避免較大的應(yīng)力集中使得油囊損壞，分別在油囊的頸部以及進(jìn)水艙的密封槽處開有圓角。整個(gè)密封結(jié)構(gòu)工況參數(shù)如表1所示。

表1 油囊計(jì)算工況參數(shù)

2.4 有限元模型建立

采用有限元軟件進(jìn)行模型分析。整個(gè)模型采用二維軸對(duì)稱模型，對(duì)模型進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化，去除不必要的圓角以及孔。油囊材料的本構(gòu)模型選用Mooney-Rivlin的超彈性材料。其中設(shè)定參數(shù)C10=1.872 MPa，C01=0.468 MPa。在對(duì)模型劃分網(wǎng)格的時(shí)候，進(jìn)水艙以及壓緊蓋網(wǎng)格屬性設(shè)置為hard，網(wǎng)格大小設(shè)置為0.3 mm、油囊的網(wǎng)格屬性設(shè)置為hard，網(wǎng)格大小設(shè)置為0.1 mm，如圖4所示。

按照密封結(jié)構(gòu)的實(shí)際安裝步驟，將對(duì)載荷以及邊界條件設(shè)置為3個(gè)載荷步：(1)設(shè)置左邊界固定不動(dòng)，模擬油囊放入進(jìn)水艙槽的過程，右邊界向左移動(dòng)一定距離，模擬壓緊蓋壓緊油囊的過程；(2)在油囊下邊緣施加0.3 MPa的內(nèi)部油壓，模擬充油的過程；(3)在油囊上邊緣施加2 MPa的水壓，模擬推進(jìn)器在最大工作深度的過程。以上步驟需要注意以下兩點(diǎn)：第一，遠(yuǎn)端位移的施加需要選擇邊線而不是面；第二，求解分析時(shí)需要打開大變形設(shè)置。

2.5 有限元結(jié)果及分析

2.5.1 應(yīng)力變形結(jié)果及分析

模型構(gòu)建完之后進(jìn)行后處理步驟，其應(yīng)力云圖以及位移云圖如圖5、6所示。

圖5 油囊密封結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

從圖5可以看出，油囊頭部整體應(yīng)力分布比較均勻，最大應(yīng)力發(fā)生在油囊頭部的上下面與密封槽的底面接觸部分，最大應(yīng)力為6 MPa左右。由于橡膠材料的極限應(yīng)力強(qiáng)度為20 MPa，因此可以滿足強(qiáng)度要求。從油囊密封結(jié)構(gòu)位移圖6可以看出，油囊頭部的最大位移量發(fā)生在上下接觸面以及側(cè)壁接觸面，因此下一步需要校核這幾處的接觸應(yīng)力分布情況，從而判定密封性能。

圖6 油囊密封結(jié)構(gòu)位移云圖

2.5.2 密封性能分析

調(diào)用有限元分析軟件的contact tool功能，提取接觸面的接觸應(yīng)力大小，即油囊頭部上下表面與密封槽底部的接觸應(yīng)力。h=2.8 mm時(shí)密封面的接觸應(yīng)力如圖7所示。

圖7 h=2.8 mm時(shí)密封面的接觸應(yīng)力

如圖7所示，油囊頭部上下面的最大接觸壓力為5.4 MPa，平均接觸壓力為2.1 MPa，大于表1中所列出的外部水壓以及內(nèi)部油壓值，確保了液壓油不會(huì)外泄以及外部水不會(huì)進(jìn)入內(nèi)部，因此可認(rèn)為密封性能良好。

2.5.3 設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)密封性能的影響

由于油囊頭部設(shè)計(jì)尺寸影響橡膠圈的被壓縮率，若是設(shè)計(jì)尺寸過大，則隨著壓縮率的增加，其受到的應(yīng)力也會(huì)相應(yīng)增大，甚至?xí)粩D出密封槽而導(dǎo)致密封圈損壞；若是設(shè)計(jì)尺寸過小，則無法滿足工作深度需求。因此需要討論在理論工作深度下油囊頭部設(shè)計(jì)的最優(yōu)尺寸區(qū)間，從而保證密封性能的可靠性。將油囊頭部高度h作為設(shè)計(jì)參數(shù)，選取不同的尺寸觀察接觸壓力的變化，選取最優(yōu)的設(shè)計(jì)尺寸范圍。分別取h的值為2.6、2.8、3、3.2 mm，分析密封面的接觸壓力，結(jié)果如圖7—10所示。可以看出，在上述幾種情況下油囊所受到的最大應(yīng)力都小于橡膠材料的極限應(yīng)力強(qiáng)度20 MPa，因此都認(rèn)為安全。

計(jì)算不同油囊頭部高度時(shí)的平均接觸壓力以及最大接觸壓力，得到油囊頭部高度與平均接觸壓力以及最大接觸壓力的曲線，如圖11所示。可以看出接觸壓力隨著油囊高度的增加而變大，即接觸壓力隨著被壓縮量的增加而增大。考慮設(shè)計(jì)工況，當(dāng)油囊頭部高度h的設(shè)計(jì)尺寸在2.8～3 mm范圍內(nèi)時(shí)，接觸面的最大接觸壓力和平均接觸壓力均大于2 MPa，因此在200 mm水深工況下油囊頭部高度選擇在2.8～3 mm之間為最優(yōu)。

圖8 h=2.6 mm時(shí)密封面的接觸應(yīng)力

圖9 h=3 mm時(shí)密封面的接觸應(yīng)力

圖10 h=3.2 mm時(shí)密封面的接觸應(yīng)力

圖11 接觸壓力隨油囊頭部尺寸變化關(guān)系

3 水動(dòng)力性能計(jì)算

3.1 物理模型構(gòu)建

對(duì)導(dǎo)流罩以及螺旋槳的模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，采用CFD分析軟件對(duì)其進(jìn)行水動(dòng)力性能分析[12-15]。其中螺旋槳直徑為0.055 m，靜水區(qū)域?yàn)殚L(zhǎng)0.47 m、寬0.32 m、高0.32 m的長(zhǎng)方體區(qū)域，設(shè)置中心區(qū)域的導(dǎo)流罩為剛性壁面，網(wǎng)格采用四面體非結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格，網(wǎng)格大小為5，其余為10；導(dǎo)流罩內(nèi)部設(shè)為動(dòng)態(tài)流域，該區(qū)域長(zhǎng)0.15 m，高0.11 m，網(wǎng)格采用四面體非結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格，設(shè)置螺旋槳壁面為剛性壁面，網(wǎng)格大小為1，其余為3。采用RNGk-ε湍流模型計(jì)算，離散化格式均采用二階迎風(fēng)格式，收斂精度為1×10-4。

邊界類型當(dāng)中，設(shè)定上表面入口的流速為1.5 m/s，湍流強(qiáng)度k和渦散率ε分別為0.005 5和4.068；動(dòng)區(qū)域采用旋轉(zhuǎn)類型，轉(zhuǎn)速分別設(shè)定為1 200、1 800、2 400、3 000、3 600 r/min，設(shè)置螺旋槳為旋轉(zhuǎn)動(dòng)壁面，相對(duì)于動(dòng)區(qū)域的旋轉(zhuǎn)速度為0，皆繞x軸進(jìn)行旋轉(zhuǎn)；其余邊界均為默認(rèn)值。物理模型結(jié)構(gòu)如圖12所示。

圖12 物理模型結(jié)構(gòu)

3.2 仿真計(jì)算

根據(jù)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速15 927 r/min、減速比4.4，可得電機(jī)最大轉(zhuǎn)速約3 600 r/min。分別選取5組不同轉(zhuǎn)速，得到不同轉(zhuǎn)速下螺旋槳產(chǎn)生的推力以及扭矩大小，如表2所示。所產(chǎn)生的推力以及扭矩符合公式(5)和(6)。

表2 不同轉(zhuǎn)速下螺旋槳產(chǎn)生的推力及扭矩

T=KtρD4n2

(5)

Q=KqρD5n2

(6)

式中:T為推力；Kt為推力系數(shù)；ρ為流體密度；D為螺旋槳直徑；Q為扭矩；Kq為扭矩系數(shù)；n為轉(zhuǎn)速。

根據(jù)表2的數(shù)據(jù)，分別作出推力以及扭矩在不同轉(zhuǎn)速下的變化曲線，并對(duì)其趨勢(shì)進(jìn)行擬合，如圖13和圖14所示。

圖13 推力隨轉(zhuǎn)速變化曲線

圖14 扭矩隨轉(zhuǎn)速變化曲線

由圖13和圖14可以看出，螺旋槳的推力以及扭矩值基本與轉(zhuǎn)速的二次方成正比，曲線的擬合度分別為0.999 34和0.999 92，符合螺旋槳推力和扭矩隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律，在定性分析上可以說明文中計(jì)算所使用的網(wǎng)格類型和計(jì)算方法適用于計(jì)算螺旋槳水動(dòng)力性能的分析。

根據(jù)公式(5)和(6)，在得到推力和扭矩值的情況下，可以反推計(jì)算出不同轉(zhuǎn)速下推力系數(shù)以及扭矩系數(shù)的值，如表3所示。

表3 不同轉(zhuǎn)速下螺旋槳產(chǎn)生的推力系數(shù)及扭矩系數(shù)

在算例中，設(shè)定的水流速度為vs=1.5 m/s，取伴流系數(shù)為0.3，可以計(jì)算出螺旋槳相對(duì)于水流的進(jìn)速vp=1.5×(1-0.3)=1.05 m/s。根據(jù)公式(7)和(8)，可以計(jì)算出不同轉(zhuǎn)速下進(jìn)速系數(shù)J以及效率η的值，如表4所示。

表4 不同轉(zhuǎn)速下螺旋槳產(chǎn)生的進(jìn)速系數(shù)及效率

(7)

(8)

根據(jù)表2—4的數(shù)據(jù)，擬合出在不同進(jìn)速系數(shù)下，推力系數(shù)、扭矩系數(shù)以及效率的曲線，如圖15所示。根據(jù)查閱相關(guān)文獻(xiàn)，文中計(jì)算結(jié)果與文獻(xiàn)相符合[16]。

圖15 螺旋槳各系數(shù)隨進(jìn)速系數(shù)變化曲線

4 試驗(yàn)測(cè)試

4.1 密封性測(cè)試

為了驗(yàn)證設(shè)計(jì)的可靠性，對(duì)該推進(jìn)器進(jìn)行壓力罐打壓測(cè)試。打壓前先將該推進(jìn)器充滿液壓油，觀察是否有油液外泄，若無漏油則將推進(jìn)器放入壓力罐進(jìn)行打壓測(cè)試，最高壓力設(shè)為2 MPa，打壓時(shí)間為2 h，觀察壓力表示數(shù)是否出現(xiàn)下降。經(jīng)測(cè)試，在2 MPa的壓力下，推進(jìn)器無漏油漏水現(xiàn)象，從而驗(yàn)證了油囊密封結(jié)構(gòu)仿真分析的可靠性。測(cè)試裝置如圖16所示。

圖16 密封性能測(cè)試裝置

4.2 推力測(cè)試

為了驗(yàn)證仿真推力計(jì)算值的準(zhǔn)確性，對(duì)該推進(jìn)器進(jìn)行推力試驗(yàn)，將推進(jìn)器固定于如圖17所示的推力測(cè)試機(jī)構(gòu)上，通過拉力計(jì)測(cè)出在不同轉(zhuǎn)速下實(shí)際推力的數(shù)值。由于數(shù)值存在波動(dòng)，為了減少誤差，每個(gè)轉(zhuǎn)速下分別取7組數(shù)據(jù)取平均值作為最后測(cè)試結(jié)果。

圖17 推力測(cè)試裝置

圖18示出了不同轉(zhuǎn)速下推力試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，并與表3中的仿真結(jié)果進(jìn)行比較。可以看出，理論計(jì)算值與實(shí)際測(cè)試結(jié)果基本吻合，因此設(shè)計(jì)符合要求。

圖18 推力計(jì)算值與實(shí)測(cè)值比較

5 結(jié)論

(1)為提高小型水下推進(jìn)器的密封性能以及效率，提出了一種帶油液自補(bǔ)償式的推進(jìn)器結(jié)構(gòu)。設(shè)計(jì)的油囊密封結(jié)構(gòu)，一旦出現(xiàn)少許泄漏，可根據(jù)內(nèi)外壓差的變化來擠壓油囊，從而進(jìn)行油液的補(bǔ)償操作，避免了因輕微泄漏導(dǎo)致整個(gè)推進(jìn)器失效的情況發(fā)生，保證推進(jìn)器使用的可靠性。

(2)有限元分析表明設(shè)計(jì)的油囊密封結(jié)構(gòu)在工況下的應(yīng)力水平遠(yuǎn)小于橡膠材料的極限應(yīng)力，不會(huì)出現(xiàn)油囊被剪切破壞的現(xiàn)象。通過分析上下接觸面的壓力大小，研究不同設(shè)計(jì)尺寸下油囊密封結(jié)構(gòu)的密封性能，得到在設(shè)計(jì)深度下最優(yōu)的設(shè)計(jì)尺寸范圍。

(3)對(duì)推進(jìn)器的水動(dòng)力特性進(jìn)行了分析，得到在不同轉(zhuǎn)速下推進(jìn)器的推力和扭矩變化曲線，以及在不同進(jìn)速系數(shù)下，推力系數(shù)、扭矩系數(shù)以及效率的變化曲線，其變化與文獻(xiàn)以及計(jì)算公式較吻合。

(4)200 m水深工況下密封性能測(cè)試表明，油囊密封結(jié)構(gòu)的尺寸設(shè)計(jì)可靠性符合要求，未出現(xiàn)泄漏；通過推進(jìn)器的推力測(cè)試實(shí)驗(yàn)，驗(yàn)證了水動(dòng)力推力計(jì)算結(jié)果與實(shí)際推力測(cè)試結(jié)果基本吻合，驗(yàn)證了該推進(jìn)器推進(jìn)效率符合要求。