Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА I. Подруливающие устройства как средство активного управления и особенности их работы 13
1.1 Особенности гидродинамики подруливающих устройств 23
1.2 Определение коэффициентов, характеризующих режим работы ПУ 32
ГЛАВА II. Проектирование серии моделей рабочих органов подруливающих устройств 42
2.1 Основы проектирования гребных винтов выполняющих функцию насоса подруливающих устройств 42
2.2. Проектирование серии гребных винтов 44
ГЛАВА III. Экспериментальные исследования гидродинамических характеристик подруливающих устройств 48
3.1. Экспериментальные исследования гидродинамических характеристик ПУ. 48
3.2. Результаты экспериментальных исследований моделей гребных винтов. Построение кривых действия винтов спроектированной серии . 55
3.3. Уточнение влияния устройства подвода мощности на гидродинамические характеристики ПУ 63
3.4. Кавитационные испытания моделей гребных винтов ПУ 66
3.5. Экспериментальная оценка влияния оформления входа и выхода канала на работу ПУ 72 CLASS ГЛАВА IV. Расчетная оценка влияния оформления входа пу на величину силы возникающей на канале 78 CLASS
Глава V. Уточненная методика проектирования подруливающих устройств 95
5.1. Расчет достижимой тяги при заданной мощности приводного двигателя. 101
5.2. Расчет мощности, потребляемой ПУ на швартовном режиме при заданной величине тяги. 105
Заключение 112
Литература 114
- Определение коэффициентов, характеризующих режим работы ПУ
- Проектирование серии гребных винтов
- Результаты экспериментальных исследований моделей гребных винтов. Построение кривых действия винтов спроектированной серии
- Расчет мощности, потребляемой ПУ на швартовном режиме при заданной величине тяги.
Введение к работе
Актуальность работы
Высокие требования, предъявляемые к управляемости современных судов, в том числе на предельно малых скоростях хода не удовлетворяющиеся с помощью обычных судовых рулей привели к разработке целого ряда устройств и специальных движителей, в той или иной степени решающих эту задачу: винтовые поворотные колонки, поперечные подруливающие устройства, крыльчатые движители, водометы с поворотными соплами, поворотные насадки, активные рули и другие. Так как при маневрировании на предельно малых скоростях хода или без хода обычные судовые рули оказываются неэффективными, эта задача должна выполняться при помощи вспомогательных средств управления.
Подруливающее устройство типа винт в поперечном канале является одним из наиболее простых и распространенных вспомогательных устройств позволяющих решать задачи управляемости на швартовом и близким к нему режимах. Последние крупные исследования по определению гидродинамических характеристик ПУ проводились порядка тридцати лет назад. За это время, наряду с расширением области применения ПУ в системах динамической стабилизации возросли размерения судов, на которых они устанавливаются. Это в совокупности привело к увеличению потребной мощности ПУ , в связи с чем встал вопрос выбора рабочих органов для подобных двигателей и разработки методов их проектирования. Существующих диаграмм кривых действия гребных винтов ПУ ограничивающихся значениями шагового отношения P/D = 0.9, зачастую оказывается не достаточно для проектирования устройств большой мощности. Также, ввиду увеличения мощностей двигательных установок и как следствие их габаритов встал вопрос об уточнении оценки влияния устройства подвода мощности применимого для подобных ПУ при их расчете и оценке кавитационных характеристик винтов используемых в качестве рабочего органа. Стоит отметить, что активно применяемые в настоящее время RANS методы позволяют исследовать расчетным путем течение жидкости по каналу подруливающих устройств, что раньше представлялось возможным оценить лишь экспериментально, а зачастую было и вовсе невозможно. Цель работы
Целью данной работы является уточнение методики проектирования подруливающих устройств за счет более корректного определения коэффициентов определяющих режим работы ПУ и силы возникающей на корпусе судна при его работе, а также определение кривых действия по рабочим колесам большой мощности и оценки их кавитационных характеристик. Научная новизна
-
Теоретическое рассмотрение составляющих тяги подруливающих устройств. Определение основных зависимостей необходимых для проектирования ПУ.
-
Оценка потерь напора, возникающих в канале при работе ПУ.
-
Проектирование и изготовление новой серии моделей гребных винтов, выполняющих функцию рабочего органа ПУ.
-
Создание установки для проведения экспериментальных исследований гидродинамических характеристик ПУ.
-
Построение кривых действий гребных винтов используемых в качестве рабочего органа ПУ большой мощности в диапазоне шаговых отношений P/D = 0.9-^1.4 для дисковых отношений A/Ad = 0.5 и 0.8 по результатам экспериментальных и расчетных исследований.
-
Оценка кавитационных характеристик спроектированных моделей серии. Построение диаграмм кавитационных характеристик гребных винтов используемых в качестве рабочего органа ПУ большой мощности в диапазоне шаговых отношений P/D = 0.9^-1.4 для дисковых отношений A/Ad = 0.5 и 0.8.
7. Уточнение влияния угловой колонки при работе гребного винта ПУ в тянущем
и толкающем режимах.
-
Применение методов вычислительной гидромеханики (RANS) при расчете силы, возникающей на корпусе судна, и оценки распределения скорости потока в канале при различном оформлении входа в канал ПУ. Оценка изменения величины коэффициента сопротивления при различном оформлении входа в канал.
-
Экспериментальная оценка изменения гидродинамических характеристик ПУ при различном оформлении входа и выхода в канал, а также наличия обтекателя перед гребным винтом и за ним.
-
Уточнение методики проектирования подруливающих устройств основанной на использовании полученных кривых действия гребных винтов, а также диаграмм их кавитационных характеристик по результатам проведенных расчетных и экспериментальных исследований.
На защиту выносятся
1. Разработанные на основе теории идеального движителя зависимости для
определения тяги подруливающего устройства как суммы силы возникающей на
корпусе судна при работе подруливающего устройства и тяги рабочего органа.
Отмечено, что при определении коэффициентов характеризующих работу ПУ
необходимо рассматривать обе составляющие тяги ПУ.
2. Результаты экспериментальных исследований с целью получения кривых
действия гребных винтов в виде зависимостей упора и момента от относительной
поступи, рассчитанной по средней скорости внутри канала, а также данные
экспериментальных исследований кавитационных характеристик серии моделей
гребных винтов.
-
Результаты экспериментальных исследований по оценке влияния устройства подвода мощности при работе в тянущем и толкающем режимах на гидродинамические характеристики ПУ, а также оценка влияния различного оформления входа и выхода канала ПУ на режим его работы.
-
Результаты расчетных исследований по определению величины силы на неподвижной части ПУ и характера течения жидкости внутри канала и перед ним при различном оформлении входа в канала с помощью RANS метода.
5. Уточненная методика расчета тяговых характеристик ПУ большой мощности на швартовом режиме работы, основанная на полученных расчетных и экспериментальных данных, полученных кривых действия гребных винтов и диаграммах их кавитационных характеристик. Практическая ценность
Уточненная методика позволяет проектировать подруливающие устройства типа гребной винт в трубе, включая установки большой мощности, с учетом влияния угловой колонки при работе в тянущем и толкающем режимах без кавитационного свала гидродинамических характеристик. Результаты, полученные в работе, могут быть использованы при проектировании реальных объектов. В частности материалы, представленные в работе, использовались при проектировании подруливающего устройства мощностью 2000 кВт в рамках ОКР ПУ2000.
Апробация работы
Основные результаты работы докладывались на молодежной научно-технической конференции «Взгляд в будущее - 2014» (ОАО «ЦКБ МТ «Рубин», г. Санкт-Петербург, 2014г.), а также на научно-технической конференции «Российское кораблестроение: от академика А.Н. Крылова до наших дней» проходившей в рамках молодежного форума «Будущее российского кораблестроение» (ФГУП «Крыловский государственный научный центр», г. Санкт-Петербург, 2014г.). Публикации
Основные результаты работы изложены в 4 научных публикациях, 2 из них опубликованы в изданиях, рекомендованных ВАК РФ. Диссертант является соавтором трех патентов на изобретение. Структура и объем работы.
Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения и списка литературы из 105 наименований и двух приложений. Работа изложена на 139 страницах текста, включая 90 рисунков.
Определение коэффициентов, характеризующих режим работы ПУ
Вопрос о взаимодействии ПУ с корпусом судна также отличается от вопроса взаимодействия обычного водометного движителя с корпусом, ввиду различного расположения на судне этих устройств и особенностей движения судна.
Стоит отметить работы А.Ш. Ачкинадзе по расчетам потребной тяги ПУ и их проектированию по диаграммам систематических испытаний [1], [3], [4], [5], [6], [7], [8], [9]. А также работы Н.Б. Слижевского [64], [65], М.Г. Соколика [66], [67], [68], [69], Л.Б Сандлера [63], И.Г. Шапошникова [26], [71], [72], посвященные расчетным исследованиям подруливающих устройств, а также исследованиям работы ПУ при движении судна.
Из зарубежных исследователей следует отметить работы J.W. English [85], [86], [104], R.I. Taylor [100], I.D. Wan Manen [103], R. Norby [96], K. Taniguchi [101], F. Gutsche [88], [89].
Крупные работы по исследованию подруливающих устройств были проведены Э.П. Лебедевым [14], [24], [38], [39], [40], [41], [42], [43]. Предложенная им методика расчета подруливающих устройств [60] используется при проектировании ПУ на протяжении последних 30 лет.
Недостатком данной методики является сложность проектирования ПУ большой мощности, так как во время ее формирования проектирование подобных подруливающих устройств не планировалось.
Основой настоящей диссертационной работы являлось уточнение этой методики за счет более корректного определения коэффициентов определяющих режим работы ПУ и силы на возникающей на корпусе судна, а также дополнение ее диаграмм по рабочим колесам большой мощности, оценки их кавитационных характеристик и способам оценки влияния конструкции поперечного канала на гидродинамические характеристики ПУ. Также в данной работе уделено внимание вопросам, связанным с особенностью проектирования рабочих колес ПУ большой мощности. Мощность устанавливаемых на судне ПУ определяется, с одной стороны, задачами, которые требуется решать с их помощью, а с другой стороны - внешними условиями плавания, при которых должны решаться эти задачи.
По существующим нормам, основанным на статистическом обобщении опыта проектирования и эксплуатации, подкрепленном расчетами управляемости, величина тяги ПУ, необходимая для выполнения указанных традиционных общих задач, в зависимости от типа судна и района плавания, определяющего параметры расчетных внешних условий, составляет примерно от 50 до 150 ньютонов на квадратный метр (Н/м2) погруженной части диаметральной плоскости (ДП) судна.
В восьмидесятые годы прошлого столетия, когда проводились основные исследования и создание методик расчета ПУ на швартовом и близких к ним режимах, предельная мощность САУ была ограничена величиной порядка 800 кВт. И она обеспечивала потребности флота с учетом перспективы. В последнее время, потребовалось создание САУ большей мощности (свыше 1500 кВт). Обусловлено это резким повышением размерений судов (танкеры, газовозы, буровые платформы, суда специального назначения и др.) (рис.8), для которых большие мощности оказались необходимы с целью решения традиционных задач управляемости, и в связи с появлением такой области их применения, как работа в составе систем динамической стабилизации средств освоения Мирового океана.
Необходимая мощность САУ вследствие больших размерений таких судов резко повышается. Также, стоит отметить, что для подобных судов, применение САУ носит первостепенный характер, и требует их длительной и непрерывной работы. В этом случае вопрос надежности и экономичности приобретает первоочередное значение с одной стороны: из-за большой доли САУ в энергетическом балансе, а с другой стороны, из-за сложности и дороговизны снабжения топливом, поскольку данные суда не буксируются в порты, а потребные грузы доставляются к ним судами обеспечения. Рисунок 8 – фотографии крупнотоннажных судов (1 – танкер, 2 – газовоз, 3 – буровая платформа)
Указанные особенности создали предпосылки создания САУ большой мощности, а также необходимость уточнения вопросов их проектирования.
В настоящее время наиболее распространенные ПУ с поперечным каналом и гребным винтом серийно выпускаются рядом зарубежных и отечественных фирм. В качестве наиболее известных из них, стоит отметить такие как: Rolls-Royce KaMeWa, Wrtsil, Schottel; из отечественных производителей, имеющих обширный ряд серийно выпускаемых ПУ, следует отметить НПО «Винт». Рассмотрев модельный ряд ПУ выпускаемый зарубежными фирмами можно заметить, что диапазон мощностей устройств составляет: Lips – от 50 до 3900 кВт с диаметром рабочего органа D = 650 – 2900 мм; Rolls-Royce KaMeWa – от 260 до 3700 кВт при D = 1100 – 3300 мм; Wrtsil – от 400 до 3550 кВт при D = 1250-3000 мм; Schottel – от 100 до 3000 кВт при D = 620-2590 мм. В то же время у НПО «Винт» - от 22 до 1100 при D = 500 – 2000 мм. Как видно из указанных выше данных, модельный ряд отечественных подруливающих устройств несколько отстает от мировых производителей, что также говорит об актуальности данной работы.
Проектирование серии гребных винтов
В данном случае выражение для определения суммарной тяги устройства определяется как сумма обеих составляющих тяги. Решение представленной системы на основании имеющихся экспериментальных данных позволяет определить необходимые коэффициенты и с учетом их влияния на обе составляющие тяги ПУ. 1.2 Определение коэффициентов, характеризующих режим работы ПУ
Для расчета ПУ необходимо знать характеристики рабочего органа создающего направленный поток в канале устройства (кривые действия гребных винтов), а также коэффициенты а и f, определяющие режим работы подруливающего устройства.
Имеющиеся в настоящее время кривые действия винтов фиксированного шага, представленные в [ОСТ] ограничены величиной шагового отношения P/D = 0.9. Данного диапазона, зачастую оказывается недостаточно для проектирования ПУ, что в свою очередь говорит о необходимости расширения существующей серии в сторону увеличения значений шаговых отношений. Кроме того, при использовании гребных винтов ПУ с большими шаговыми отношениями, скорость протекания жидкости по каналу ПУ возрастает, вызывая опасность кавитационного свала гидродинамических характеристик.
Для оценки влияния конструктивных особенностей канала и корпуса судна на эффективность подруливающих устройства необходимо учитывать величину гидравлических потерь внутри канала ПУ при его работе , а также коэффициент а характеризующий отличие средней скорости в сечении ПУ от скорости в струе далеко за устройством. Суммарный коэффициент гидравлических потерь в канале ПУ определится как: f = «Гвх + 2 Греш + «Гтр + «Ггонд , где fBX - потери на входе в канал; реш – потери на защитных решетках; fTp - потери на трение о стенки канала; гонд – потери на устройстве подвода мощности. Общая величина сопротивления входа fBX, в основном зависит от величины радиуса скругления входной кромки а также от угла наклона входного борта в месте расположения ПУ вх = вх0 + А вх. вхо – потери входе в зависимости от радиуса скругления входной кромки; Д вх - потери на входе в зависимости от угла наклона входного борта; Величина потерь fBx0 может быть определена по диаграмме, полученной на основе результатов экспериментальных исследований. На рисунке 11 представлены экспериментальные зависимости по определению гидравлического сопротивления входной кромки канала от радиуса скругления входа r/D, представленные Э.П. Лебедевым в [60], а также данные полученные из анализа экспериментальных исследований проведенных К. Taniguthi [101].
Зависимость А$вх от Зависимость сопротивление защитных решеток, устанавливаемых на входе и выходе из канала ПУ [40] представлена на рисунке 13. В представленной зависимости F = Fs — Fpeui, где Fs - площадь канала, Fpeui - площадь занимаемая решеткой. 2%еш 10,8 -0,6 -0,4 -0,2 -0 -0 F/Fs L 7 0,75 0,8 0,85 0,9 0,95 Рисунок 13 - Зависимость реш от F/Fs Сопротивление трения на стенках канала для каналов небольшой длины, наиболее часто встречающейся на практике, может быть с достаточной точностью определено по формуле Блазиуса (при 4000 Яе 100000) [31]: I 0.3164 (23) где l – длина канала ПУ. Или по формуле Филоненко-Альтшуля (при Re 4000) [31]: ТР D(1.81 lge-1.64) 2; ( ) Несколько более сложной является зависимость гидродинамических характеристик винта ПУ от формы и размеров устройства подвода мощности. Проведенные ранее исследования [41] показали, что помимо дополнительного сопротивления гонд наличие гондолы в канале приводит к изменению структуры поля скоростей и оказывает влияние не только на нагрузку гребного винта, но и на скорость протекания жидкости по каналу ПУ. Причем, в зависимости от направления потока, из-за несимметричности конструкции гребной винт-гондола, гидродинамические характеристики ПУ заметно отличаются.
Данная особенность, с физической стороны вопроса, заключается в том, что при установке колонки устройства подвода мощности перед рабочим органом ПУ происходит перераспределение скоростей потока по сечению канала. При этом скорость на внутренних радиусах канала становится значительно меньше среднерасходной скорости, а на периферийных радиусах - больше нее. Это происходит из-за наличия пограничного слоя на устройстве подвода мощности, а также ввиду возможного отрыва потока, в частности для гондол большого диаметра. Вследствие этого, на внутренних сечениях лопасти углы атаки увеличиваются, а на периферийных - уменьшаются, по сравнению с углами атаки сечений лопастей при равномерном распределении скорости в канале. Так как периферийные сечения лопасти создают основную часть гидродинамической нагрузки, действительная поступь ГВ повышается в сравнении с поступью, рассчитанной по среднерасходной скорости в канале, что в свою очередь приводит к уменьшению нагрузки по упору гребного винта и как следствие снижению упора и крутящего момента.
Наибольшее влияние на характеристики комплекса ГВ - гондола оказывает гондола с относительным диаметром d/D 0.6 из-за увеличения сопротивления гондолы, связанного со значительным уменьшением гидравлического сечения канала и, как следствие, повышение скорости обтекания гондолы.
При расположении гондолы за гребным винтом перед ней создается подпорное течение, при этом скорости по сечению канала в диске винта перераспределяются эквивалентно наличию положительного попутного потока, нагрузка по упору гребного винта увеличивается, а упор и момент на ГВ соответственно возрастают.
Из вышесказанного можно сделать следующий вывод, наличие внутри канала устройства подвода мощности увеличивает гидравлическое сопротивление в канале ПУ, причем в зависимости от расположения гондолы перед и за рабочем органом величина изменения гидравлического сопротивления может отличаться.
Для учета влияния угловой колонки на работу ПУ применяется коэффициент изменения нагрузки гребного винта по упору СT, а также коэффициент влияния неравномерности потока в канале iQ в функции от относительного диаметра угловой колонки и коэффициента нагрузки гребного винта при ее отсутствии СT (рис. 14,15).
Результаты экспериментальных исследований моделей гребных винтов. Построение кривых действия винтов спроектированной серии
Прежде всего, следует отметить, что выбор оптимальной геометрии гребных винтов существенно зависит от компоновки подруливающего устройства – установлен в канале одиночный винт, или два соосных винта противоположного вращения.
При этом задача проектирования одиночных винтов усложняется тем, что в зависимости от направления их вращения элементы конструкции подвода мощности к гребному винту находятся перед гребным винтом, либо в его следе. Это приводит к тому, что оптимальная геометрия винта оказывается зависимой от направления вращения. Эта трудность отсутствует для соосных гребных винтов, что позволяет оптимизировать их элементы. В настоящем исследовании основное внимание уделено одиночным винтам.
Перед тем как перейти к выбору профилировки и распределению шага по радиусу лопастей необходимо остановиться на выборе некоторых элементов одинаковых для всех гребных винтов входящих в состав проектируемой серии. К этим элементам относятся число, форма и контур лопастей, а также относительный диаметр и форма ступицы.
Что касается числа лопастей, то для подруливающих устройств чаще всего применяются четырехлопастные винты, именно по винтам ПУ с таким числом лопастей имеется наибольший отечественный опыт проектирования и эксплуатации.
В качестве контура лопастей применяют контур типа Каплана с наибольшей шириной лопастей в концевых сечениях. Данный выбор обусловлен тем, что концевые сечения гребного винта, установленного в канале, несут существенную нагрузку, в связи с чем, увеличение их ширины приводит к увеличению гидродинамической силы, пропорциональной по сечению крыла. По данным исследований влияния формы лопасти известно, что КПД винта при равных значениях КТ практически не зависит от формы лопасти.
Относительный диаметр ступицы, строго говоря, зависит от абсолютного диаметра гребного винта и конструкции системы подвода мощности. Кроме того диаметр ступицы связан с необходимостью плавного перехода контура обтекателя системы передачи мощности к ступице винта в месте их сочленения. Дальнейшее изменение диаметра обтекателя от этого сечения к его концу также должно зависеть от геометрии системы передачи мощности.
При построении серии следует исходить из некоторого осредненного чертежа ступицы. Это допустимо, поскольку влияние изменения диаметра и формы ступицы на гидродинамические характеристики винта относительно невелико.
Что касается распределения шагового отношения по радиусу лопасти, то оно существенно осложнено требованием сведения к минимуму различий в величине тяги, создаваемой подруливающим устройством в зависимости от направления вращения. При этом от расположения привода перед и за гребным винтом существенно зависят как средняя скорость в диске винта, так и распределение скоростей по его радиусу.
В связи с этим выбранное для одного направления вращения распределение шага по радиусу может быть неудачным для другого направления и затрудняет обеспечение равенства тяги на правый и левый борт. В свете этого постоянство по радиусу шагового отношения лопастей является, по-видимому, самым безопасным решением. При этом профили сечений лопастей должны быть выполнены в виде симметричных двуугольников, у которых подъемная сила не зависит от направления вращения.
Поскольку в этом случае не обеспечивается равенство тяги на правый и левый борт, за счет размещения угловой колонки, следует исследовать возможность устранения этого недостатка.
С учетом сказанного в 2.1 были разработаны серии гребных винтов включающие два значения дискового отношения A/Ad = 0.5 и 0.8. Большие значения дисковых отношений были приняты, поскольку нагрузка рабочего колеса и скорость потока в канале проектируемого ПУ относительно велики, что в свою очередь увеличивает вероятность возникновения кавитации.
Так как в рамках данной работы основное внимание уделено подруливающим устройствам большой мощности были спроектированы модели гребных винтов с высоким значением шагового отношения P/D = 0,9; 1,2; 1,4.
Все модели серии имеют постоянное распределение шага по радиусу и симметричный профиль лопастей.
Относительный диаметр ступицы, строго говоря, зависит от абсолютного диаметра гребного винта и конструкции системы подвода мощности. Кроме того диаметр ступицы связан с необходимостью плавного перехода контура обтекателя системы передачи мощности к ступице винта в месте их сочленения. Ввиду того, что при увеличении мощности ПУ растут и габаритные характеристики устройства подвода мощности, было принято решение увеличить относительный диаметр ступицы спроектированных гребных винтов. Максимальный диаметр ступицы принят равным dst-max = 70мм (dst-max/D = 0.35).
Ступица была выполнена в виде усеченного конуса, из соображений плавного обтекания устройства потоком, а длина определялась шириной лопасти винта. Длина ступицы составила lst = 60мм (lst/D = 0.25), минимальный диаметр ступицы dst-min = 50мм (dst-min/D = 0.25).
При построении серии исходили из некоторого осредненного чертежа ступицы. Это допустимо, поскольку влияние изменения диаметра и формы ступицы на гидродинамические характеристики винта относительно невелико.
Расчет мощности, потребляемой ПУ на швартовном режиме при заданной величине тяги.
Экспериментальное определение влияния оформления входа в канал подруливающего устройства сопровождается изготовлением большого количества дополнительных элементов конструкции. К тому же, решение некоторых задач, таких как, определение величины зоны пониженного давления на корпусе судна и структуры течения жидкости по каналу ПУ при различных вариантах оформления входа получить экспериментально весьма затруднительно. Эти факторы послужили основанием для проведения расчетных исследований с помощью методов вычислительной гидродинамики.
Течение жидкости на входе в канал ПУ сопровождается рядом явлений, имеющих вязкостную природу. Вследствие этого, для описания структуры течения перед входным отверстием и в канале устройства должны использоваться уравнения вязкой жидкости.
В настоящее время для исследования турбулентных течений широко используются RANS-методы. В рамках этих методов используется решение осредненных по Рейнольдсу уравнений Навье-Стокса и моделируется вклад в среднее движение всех масштабов турбулентности. При этом выбор модели турбулентности, для замыкания уравнений Рейнольдса во многом определяет уровень достоверности получаемых результатов. В основе RANS-методов, лежат классические уравнения Навье-Стокса, описывающие течение вязкой жидкости:
При моделировании турбулентных течений выполняется осреднение по времени или по ансамблю, и возникают новые неизвестные величины - турбулентные напряжения. Для их оценки, к трем уравнениям Рейнольдса необходимо добавить уравнение неразрывности. Система уравнений для несжимаемой жидкости запишется в следующем виде: V - скорость течения жидкости, F - напряжение массовых сил, Рх Py Pz– напряжения вязкой природы, Ртх РтуРтг - турбулентные напряжения. Для замыкания системы уравнений, при моделировании турбулентных течений, необходимо построение дополнительной модели турбулентности.
Ввиду отсутствия в настоящее время универсальных моделей турбулентности для любых течений, в настоящей работе была использована k-ш SST модель Ментера. Выбор модели турбулентности основан на опыте расчетных исследований водозаборных устройств водометных движителей сотрудниками отделения СЦММ ФГУП «Крыловский государственный научный центр». Вследствие схожести характера течений водозаборных устройств с входным участком канала ПУ данный выбор весьма обоснован.
Подробные данные по исследованиям различных моделей турбулентности при расчете характеристик течения жидкости можно получить из работ М.П. Лобачева [27], [45]. При выполнении настоящей работы все расчетные исследования проводились в универсальном коммерческом пакете Star-CCM+.
Так как, в поставленной задаче рассматривалось влияние оформление входа в канал ПУ, для упрощения расчетной схемы, работа гребного винта не рассматривалась, его действие заменялось равномерным полем скорости на выходе из канала устройства. В рамках настоящей работы были выполнены следующие расчетные исследования: 1. Оценка влияния изменения радиуса скругления входной кромки на характер течения жидкости в канале ПУ при VS = const, r/D = 0; 0.025; 0.05; 0.075; 0.1 2. Оценка характера течения жидкости внутри канала ПУ, а также величины силы возникающей на канале при радиусе скругления входной кромки r/D = 0.05 и варьируемой скорости протекания жидкости в канале в диапазоне VS = 0 5 м/с. 3. Определение влияния углов наклона входного борта на характер течения жидкости в канале и силу, возникающую на входном борте. = 90; 75; 60; 45, r/D = 0.05, VS = 4.2 м/с. 4. Оценка влияния изменения сечения входного и выходного отверстий на характер течения жидкости в канале и силу, возникающую на входном борте.
Расчеты проводились на схематизированной модели подруливающего устройства представленной на рисунке 59. Диаметр канала устройства принят равным Dk = 0.204 м, что соответствовало диаметру модели ПУ используемой при проведении экспериментальных исследований. Диаметр входной части борта выбран равным 7Dk, такое значение принято для того, чтобы исключить влияние окончания борта на характеристики течения.
Геометрия модели подруливающего устройства Для проведения расчета течения строилась сетка в области занятой жидкостью, внутри канала ПУ и перед моделью устройства. Расчетная сетка сгущалась внутри канала, на радиусах скругления входной кромки, а также в зоне перед каналом ПУ для лучшей оценки течения перед входным отверстием. Вблизи твердой поверхности канала построен призматический слой, состоящий из нескольких рядов ячеек. Толщина первой ячейки в пристенном призматическом слое выбрана удовлетворяющей по y+ выбранной модели турбулентности. Стоит отметить, что процесс создания сетки в области, а также параметры выбранной модели турбулентности осуществлялся по рекомендациям и непосредственной помощи сотрудников суперкомпьютерного Центра математического моделирования, Д.В. Багаева, Т.И. Сайфуллина, Н.А. Овчинникова.