0 引　言

动力定位船舶在海底矿物开采等海洋资源开发作业中发挥着至关重要的作用^[1]。在复杂多变的海洋环境下，推进器能够为船舶提供高效、稳定的推进力，并且能够根据需要快速调整船舶的航向和姿态，以满足海洋资源开发活动中的各种需求。泵喷推进器除具有较高的推进效率、良好的稳定性以及优秀的操控性能以外，还具备结构紧凑、重量轻、维护方便等优势^[2] ，这使其成为动力定位船舶的理想选择。通常推进器转子与导管之间保留有一定间隙，间隙流动会对动力定位船舶安全性产生不利影响。采取有效措施对其进行控制，对动力定位船舶推进器推进效率的提升具有重要意义^[3]。

翁凯强等^[4]在构建泵喷推进器间隙流动模型的基础上，分析了间隙尺寸对推进器推进性能的影响；贺诗榕等^[5]通过对叶轮叶顶间隙区域进行流动特性进行研究，发现叶轮进口端流体经过叶顶间隙时，由于流体的粘性和叶顶的摩擦，使得流体的速度减小，静压增大，产生涡旋，在该涡旋的作用下，会对主流区造成流动扰动，使得流体的流动变得不均匀，增加流动损失；Ji等^[6]提出通过增加转子叶片截面厚度和前倾角控制泵喷推进器叶尖间隙流动的方法，实现推进器推力和转矩的波动幅度的有效降低；Martelli等^[7]通过对导管内壁凹槽进行密封，以达到降低转子梢涡的作用。上述方法均能达到间隙流动控制目的，但控制效果有限。因此，本文提出动力定位船舶推进器间隙流动自适应控制技术，以降低推进器的流动损耗，提高其推进水动力性能。

1 动力定位船舶推进器间隙流动自适应控制 1.1 动力定位船舶推进器试验模型

图1为动力定位船舶推进器试验模型结构，该模型包括转子系统、定子系统以及导管3部分。其中定子系统位于转子叶片上部、导管前部。转子系统位于导管末端。无间隙泵喷推进器叶片上部安装有圆环，其切面形状为椭圆形，其内壁曲线完全贴合于导管内壁轮廓线之上，设计柔性密封结构将其外壁与导管凹槽处通过设计的柔性密封结构进行处理，用于推进器间隙流动控制。柔性密封结构所用金属半径介于0.015～0.07 mm之间，将其在圆周方向上按照等间距或等数量方式排列，金属丝长度通过运算得出，但需满足径向刚度要求，根据流体泄漏量进行金属丝厚度的设计。因转子端环与柔性密封结构协同运作，故需对其外部作电镀耐磨处理，防止刷丝束与转子环之间的磨损和黏着^[8]。

1.2 推进器间隙流动损耗计算

轮缘间隙结构对动力定位船舶推进器间隙流动具有直接影响，在分别计算推进器轮缘、叶轮的输出功率后，求得二者之比，即可实现推进器间隙流动损耗的计算。

动力定位船舶推进器叶轮的输出功率计算式为：

$ {P_{fluid}} = 2{\text π} n{Q_P}。$

(1)

式中：$ n $为叶轮转动次数；$ {Q_P} $为叶轮扭矩。

动力定位船舶推进器转子轮缘输出功率计算式为：

$ {P_f} = 2{\text π} n{Q_f}，$

(2)

式中，$ {Q_f} $为轮缘扭矩。

采用无量纲方式处理由轮缘造成的损失，动力定位船舶推进器间隙流动损耗随着$ P $的增大而增大，计算式为：

$ P = \frac{{{P_f}}}{{{P_{fluid}}}} 。$

(3)

1.3 推进器水动力参数计算

动力定位船舶推进器的水动力性能可通过下列参数进行反映。进速系数计算式为：

$ J = \frac{{{V_A}}}{{n \times {D_R}}}。$

(4)

式中：$ {V_A} $为转速速度；$ D_R^{} $为导管内径。

推力系数计算式为：

$ {K_T} = \frac{{{T_R}}}{{\rho \times n \times D_R^{}}} 。$

(5)

式中：$ {T_R} $为转子推力；$ \rho $为水密度。

推力进速比计算式为：

$ \frac{{{K_T}}}{{{J^2}}} = \frac{{{T_R}}}{{\rho \times V_A^2 \times D_R^2}}，$

(6)

扭矩系数计算式为：

$ {K_Q} = \frac{{{Q_f}}}{{\rho \times n \times D}}，$

(7)

敞水效率计算式为：

$ {\eta _0} = \frac{{J \times {K_T}}}{{2{\text π} \times {K_Q}}}。$

(8)

1.4 推进器轴系振动加速度频谱特征获取

在转速、推力进速比均一致的条件下，开展有、无间隙泵喷推进器的轴系振动加速度试验，推力进速比一致，意味着可确保动力定位船舶保持同样航速运动。在获得推力系数-进速系数$ \left( {{K_T} - J} \right) $曲线的前提下，确定$ ({K_T} - {J^2}) $曲线，并获得进速系数$ J $计算结果。给定转子转速$ n $后，可通过式（4）确定来流速度。试验参数确定后即可进行推进器轴系振动加速度试验，完成试验数据的采集。试验结束，根据采集的试验数据得到推进器轴系振动时域数据$ A\left( t \right) $，以1 s为一个时间间隔，采用傅里叶变换法处理各时间间隔时域数据，完成推进器轴系振动加速度频谱特征的确定：

$ A\left( \omega \right) = A\left( t \right) \times {\eta _0} \times \omega 。$

(9)

式中，$ \omega $为振动频率。采用平均化方法实现各段频谱的处理，抑制干扰因素对线谱特征分析的影响，平均化频谱通过下式确定：

$ \bar A\left( \omega \right) = \sum\limits_{i = 1}^N {{A_i}\left( \omega \right)}。$

(10)

2 实验分析 2.1 实验准备

为了验证动力定位船舶推进器间隙流动自适应控制技术的有效性，进行仿真实验。为更好地模拟真实环境，选用一艘比例为1∶100的船舶模型。实验用水池面积100 m²，以容纳船舶模型并允许进行各种航行动作。水池中的水流保持稳定，以减小对实验结果的影响。在上述实验环境中，配置实验参数如表1所示。

2.2 实验结果 2.2.1 不同间隙尺寸下动力定位船舶推进器敞水效率分析

设定转子叶梢与导管之间的间隙分别为0.9 mm、1.9 mm、2.9 mm，通过对3种间隙尺寸下的动定位船舶推进器敞水效率进行差异分析，研究动力定位船舶推进器水动力性能，实验结果如图2所示。

分析可知，不断增大动力定位船舶推进器进速系数，其敞水效率表现出先增后减的变化规律，推进器的最大敞水效率随着转子叶梢与导管之间间隙尺寸的变化而变化，当间隙尺寸为0.9 mm时，推进器在进速系数取值为1.27时获得最大敞水效率；当间隙尺寸为1.9 mm、2.9 mm时，推进器在最大敞水效率下的进速系数分别为1.21、1.19。转子叶梢与导管之间间隙越大，使得更多的流体流经该间隙区域，流动活跃性增高，降低了最大敞水效率下的进速系数。在来流速度不变时，降低满足最大敞水效率的进速系数后，为使推进器仍具有最大敞水效率，则需提升其转速。说明转子叶梢与导管之间间隙越大，推进器需以增加转速为代价，通过增加推力实现推进器间隙流动的抑制。当进速系数一定时，加大转子叶梢与导管之间间隙，动力定位船舶推进器的敞水效率将随之降低，间隙尺寸由0.9 mm增大到1.9 mm，推进器敞水效率平均下降9.68 %，间隙尺寸由1.9 mm增大到2.9 mm，推进器敞水效率平均下降5.36%；间隙尺寸由0.9 mm增大到2.9 mm，推进器敞水效率平均下降14.52 %。实验结果表明，有效控制转子叶梢与导管之间间隙，更有利于对动力定位船舶推进器水动力性能的提升。

2.2.2 柔性密封结构下的动力定位船舶推进器间隙流动控制分析

动力定力船舶推进器的水动力性能研究对提高其性能和效率具有重要意义。在转速不变、来流速度不定工况下，通过对比分析不同进速系数下有、无间隙泵喷推进器的扭矩系数、转子推力系数以及敞水效率差异，研究柔性密封结构对动力定力船舶间隙流动的控制效果，实验结果如图3所示。

分析可知，无间隙泵喷推进器使用柔性密封结构对间隙流动进行控制，使其转子推力系数明显增大的同时，也达到了提高其扭矩系数的目的，进速系数处于中低水平时，无间隙泵喷推进器的敞水效率呈现升高的发展趋势，越接近设计点，敞水效率变化幅度越小，当进速系数上升至中高水平后，无间隙泵喷推进器的敞水效率呈下降趋势变化，但变化幅度微弱。实验结果表明，对动力定位船舶推进器进行间隙流动控制，可明显降低转子叶梢间隙回流造成的能量损耗。尽管柔性密封结构和转子端环相互摩擦可能会造成部分能量损耗，但损耗极小，因此，无间隙泵喷推进器敞水效率变大幅度较为微弱。

设定在常温、常压且在未出现空化状态试验工况进行推进器轴系振动加速度试验，设定转速为13 r/s，推力进速比为0.5，有、无间隙泵喷推进器转子轴向、横向振动加速度频谱特征差异对比结果，如图4和图5所示。

分析图4可知，有、无间隙泵喷推进器的首个峰值都位于其轴系振动加速度频谱的一阶$ {f_n} $位置，各个峰值所在频率即是某个特定阶数的$ {f_n} $。对于有间隙泵喷推进器，$ {f_r} $位置的转子轴向振动加速度幅值最高，而无间隙泵喷推进器在$ {f_n} $以及$ {N_s} \cdot {f_r} $位置的转子轴向振动加速度幅值最大。无间隙泵喷推进器因设计柔性密封结构，使得部分特征频率下的轴向加速度幅值有所下降，特别是在$ {f_s} $、$ {f_r} $位置的幅值差异更加明显。究其原因是间隙流动往往会导致转子流道内的流速分布不均匀，产生流动分离、漩涡等现象，同时，还会产生不稳定的流体激励力，在其作用下，将引发转子振动以及噪声。采用柔性密封结构对叶梢间隙流动进行控制，可达到间隙消除的目的，使得流体激励力下降，并减少能量损失。在叶顶间隙流动的作用下，会使有间隙泵喷推进器出现流动不均匀问题，导致转子叶片的非定常激励力不断上升，当旋转轴按照一定转速作旋转运动时，非定常激励力将集中体现在$ {f_r} $处。

由图5可知，对于有间隙泵喷推进器，在$ {f_n} $位置转子横向振动加速度幅值上升至最大值，此处幅值远高于其余特征频率位置，其原因是传感器安装在转子轴一侧，导致其和转子轴保持同步旋转，转子轴在一阶频率下更易发生振动，故一阶频率幅值表现更为明显。与无间隙泵喷推进器相比，有间隙泵喷推进器在$ {f_r} $及其邻近特征频率下的转子横向振动加速度幅值更高，说明间隙流动会进一步加剧转子激励力。实验结果表明，对动力定位船舶推进器进行间隙流动控制，可有效降低转子激励力，达到推进器性能提升作用。

2.2.3 轮缘结构下的动力定位船舶推进器间隙流动控制分析

根据动力定位船舶推进器实验模型参数，对其轮缘与间隙尺寸边界进行获取，筛选出进流及径向间隙、轮缘长度与外径4个重要参数，分别表示为$ {S_{\text{in}}} $、$ h $、$ {L_r} $、$ {D_r} $，将其视作正交设计因素，利用正交试验设计轮缘间隙结构方案，通过对各方案下的流动损耗进行分析，研究轮缘间隙结构对动力定位船舶推进器间隙流动损耗的影响，实验结果如表2和图6所示。

分析可知，按照15号方案进行轮缘间隙结构设计，可使动力定位船舶推进器间隙流动损耗降至最低；对不同轮缘间隙结构设计方案下$ {S_{\text{in}}} $、$ h $、$ {L_r} $、$ {D_r} $各因素对动力定位船舶推进器间隙流动损耗影响进行分析，确定$ {S_{\text{in}}} $、$ h $、$ {L_r} $、$ {D_r} $因素最优值分别为2.1 mm、3.1 mm、62 mm、208 mm，由各单一因素最优值构成的轮缘间隙结构设计方案即为15号方案。利用极差分析法评估各因素对动力定位船舶推进器间隙流动损耗的影响程度，得到$ {L_r} > h > {D_r} > {S_{\text{in}}} $的影响排序结果，说明$ {L_r} $因素对动力定位船舶推进器间隙流动损耗具有最高影响。编号为1、4、9、13的轮缘间隙结构设计方案，由于$ {L_r} $因素达到最高水平，导致轮缘触水面积获得提升，增大了间隙位置摩擦损失。$ {L_r} $的增加可使壳体与轮缘壁面之间的摩擦损失发生大幅度改变，是致使动力定位船舶推进器间隙流动损耗增大的重要原因。编号为2、5、8、15、16的轮缘间隙结构方案均按照$ {L_r} $最低水平进行设计，这是各方案下的推进器间隙流动损耗相对较低的主要原因。通过正交试验法确定轮缘间隙结构设计方案具有实际应用性能。实验结果表明，通过对轮缘间隙尺寸进行设计，可实现动力定位船舶间隙流动控制，$ {L_r} $对控制效果影响最大。

3 结　语

以某动力定位船舶所用泵喷推进器试验模型为研究对象，通过对不同间隙尺寸下动力定位船舶推进器敞水效率进行分析，研究间隙流动对推进器水动力性能的影响；通过分析有、无间隙泵喷推进器的扭矩系数、转子推力系数以及敞水效率差异以及不同轮缘间隙结构下的流动损耗差异等验证柔性密封结构以及轮缘间隙结构对推进器间隙流动的控制效果。实验结果表明：

1）转子叶梢与导管之间保持较小间隙，更有利于提升推进器的敞水效率。

2）柔性密封结构可提升推进器扭矩系数、转子推力系数，但对推进器的推进性能影响不大；可使转子轴向、横向加速度幅值明显下降。

3）研究技术可确定具有最小间隙损耗的轮缘间隙结构设计方案，轮缘长度是引起推进器间隙损耗变化的主要因素。