曹 浩, 屈明寶, 王 祎, 李育英, 趙麗剛, 湯 田

熱動力水下航行器潤滑系統(tǒng)建模與仿真

曹 浩1, 屈明寶1, 王 祎1, 李育英1, 趙麗剛2, 湯 田1

(1. 中國船舶重工集團公司 第705研究所, 陜西 西安, 710077; 2. 中國船舶工業(yè)集團公司 第708研究所, 上海, 200011)

隨著水下航行器航速不斷提高, 航程不斷增加, 其潤滑系統(tǒng)的重要性日益凸顯。文中介紹了一種熱動力水下航行器潤滑系統(tǒng)流動與傳熱的仿真方法, 對其潤滑系統(tǒng)進行了一維建模, 對發(fā)動機在高、低轉速工作時的潤滑系統(tǒng)進行了仿真。流量分配的計算結果與試驗數(shù)據(jù)的對比顯示, 流量誤差在30%以內, 可滿足工程應用需求。換熱仿真結果說明, 發(fā)動機無論是高轉速啟動還是低轉速啟動, 滑油溫度都需要200 s左右時間才能達到平衡狀態(tài), 其平衡溫度在潤滑油正常使用溫度范圍內。

熱動力水下航行器; 潤滑系統(tǒng); 流動; 換熱

0 引言

現(xiàn)代熱動力水下航行器動力裝置是一個復雜的工程技術系統(tǒng), 而潤滑系統(tǒng)是其關鍵子系統(tǒng)之一。潤滑油是潤滑系統(tǒng)的主要工質, 潤滑系統(tǒng)主要通過在摩擦零件表面形成一層油膜, 從而減少振動、降低摩擦損耗[1]。水下航行器潤滑系統(tǒng)的基本功能包括以下3個方面: 1) 連續(xù)不斷地將足夠數(shù)量的清潔潤滑油輸送到各轉動件處進行潤滑, 以減少機械摩擦和磨損; 2) 帶走摩擦所產生的熱量和高溫零件傳給潤滑油的熱量; 3) 過濾掉動力裝置工作過程中產生的鐵屑和雜質[2]。潤滑系統(tǒng)通常根據(jù)工程師的經驗進行設計, 設計效率低、設計質量受經驗限制。隨著計算機輔助工程技術在潤滑系統(tǒng)設計領域的應用和發(fā)展, 越來越多的行業(yè)開始使用軟件對潤滑和換熱進行仿真, 不僅節(jié)約了大量的人力和物力, 還提高了設計質量, 加快了研制進度[3]。

目前計算機輔助工程在潤滑系統(tǒng)設計的應用還僅局限于航空發(fā)動機和車輛內燃機領域。航空發(fā)動機方面, 文獻[4]對直升機主減速器的潤滑油流量和熱耦合進行了研究; 文獻[5]研究了航空發(fā)動機滑油散熱系統(tǒng), 完善了滑油散熱系統(tǒng)性能計算方法。車輛方面, 研究主要集中在內燃機的潤滑系統(tǒng)流量分配和換熱計算, 文獻[6]~[9]對車輛或特種車輛的柴油發(fā)動機潤滑系統(tǒng)進行了流量和換熱仿真。以上計算和仿真都是基于一維的方法。

受空間限制, 熱動力水下航行器動力裝置設計緊湊, 潤滑系統(tǒng)很難采用常規(guī)設計, 通常結合其自身的特點設計成油浴潤滑、飛濺潤滑或強制循環(huán)潤滑的形式。對于高推重比的水下航行器動力裝置, 具有單位質量產生功率高、摩擦負荷大的特點, 油浴潤滑和飛濺潤滑滿足不了其潤滑需要。因此在對其潤滑系統(tǒng)進行設計時, 最受關注的形式就是強制循環(huán)潤滑。強制循環(huán)潤滑系統(tǒng)由滑油泵、管路、噴嘴、過濾器和換熱器等組成。受空間和重量限制, 水下航行器攜帶的潤滑油有限, 必須精確分配, 方能保證摩擦件的有效潤滑、可靠工作。因此, 在進行潤滑系統(tǒng)設計前, 開展流量分配和換熱計算仿真是非常必要的。

文中以某型熱動力水下航行器動力裝置潤滑系統(tǒng)為例, 建立潤滑系統(tǒng)的流量分配和熱量交換模型, 對不同工況下的潤滑系統(tǒng)進行計算分析, 校核了模型的準確性和潤滑系統(tǒng)的合理性, 為該動力裝置的后續(xù)研制提供了支撐。

1 理論模型

文中所建模型分為流動模型和換熱模型。

1.1 流動模型

對泵臺試驗得到的滑油泵壓力和流量數(shù)據(jù)進行數(shù)值擬合, 可得其流動特性為

噴嘴的體積流量由下式表示[9]

管道阻力損失可利用下式計算[10]

該潤滑系統(tǒng)為復雜管網, 潤滑油從油泵流出后流量分配遵循伯努利方程。典型分流控制方程為

1.2 換熱模型

將發(fā)動機定義為與其輸出轉速成正比例的熱源, 冷卻器、軸承和齒輪的換熱模型定義如下。

1.2.1 冷卻器換熱模型

水下航行器使用海水作為冷卻介質, 通過滑油冷卻器對潤滑系統(tǒng)進行換熱?；屠鋮s器由動力裝置的外殼和儲油箱外殼組合而成。當水下航行器高速航行時, 滑油冷卻器可利用殼體外高速流動的海水向外傳遞熱量。滑油通過滑油冷卻器傳遞到海水的總傳熱系數(shù)為

滑油冷卻器熱交換面積和通過滑油冷卻器傳遞給海水的換算關系[9]為

式中:F為熱交換面積;Q為通過冷卻器傳給航行器外海水的熱量;t為滑油冷卻器中滑油的平均溫度;t為冷卻水溫度。

1.2.2 軸承換熱模型

假設軸承工作產生的摩擦功耗全部變成熱量,軸承產生的熱量全部被潤滑油帶走, 軸承產生的熱量按下式計算[11]

式中:c為滑油比熱容;q為潤滑軸承的滑油流量;和T分別為滑油流出、進入軸承時的溫度。

軸承在工作中的摩擦功耗為[11]

式中 :為流體摩擦的摩擦因數(shù);為平均壓力;為軸承寬度;為軸頸;為軸頸角速度。

1.2.3 齒輪換熱模型

發(fā)動機產生的功率絕大部分通過齒輪傳遞出去, 在傳遞過程中產生熱量導致齒輪溫度升高, 如不及時冷卻潤滑, 很可能導致齒輪發(fā)生強度破壞、膠合等現(xiàn)象。齒輪的潤滑油需求量可通過齒輪的冷卻平衡計算, 潤滑油流量為[11]

動力裝置內的軸承和齒輪是潤滑系統(tǒng)的主要用戶。文中換熱模型的軸承和齒輪產生熱量之和由潤滑油帶至儲油箱, 通過滑油冷卻器向海水換熱。

2 建模及仿真分析

提取某熱動力水下航行器動力裝置的潤滑系統(tǒng)結構參數(shù), 主要包括噴嘴直徑、換熱器面積及相關軸承和齒輪參數(shù)?；捅脡毫土髁筷P系由式(1)擬合試驗數(shù)據(jù)得到, 噴嘴流量由式(2)控制。

假設水下航行器航行環(huán)境為海洋環(huán)境, 滑油冷卻器外壁為海水, 假設海水溫度為恒溫20~25℃。按照圖1所示流程對潤滑系統(tǒng)的潤滑油流量分配和潤滑油溫度進行仿真。

2.1 流量分配仿真結果

潤滑系統(tǒng)各點的流量、流速及壓力互相關聯(lián), 互相影響。各潤滑用戶(軸承、齒輪)的流量需求是潤滑系統(tǒng)設計的主要關注點。模型計算了發(fā)動機低轉速(約1 000 r/min)和高轉速(約2 000 r/min)下各潤滑用戶的流量分配情況, 如表1和表2所示。

從表1和表2的仿真計算結果可以看出, 在綜合考慮高轉速和低轉速情況下, 各用戶的流量仿真值與試驗值相對誤差在30%以內。

從表1和表2的數(shù)據(jù)還可以看出, 試驗數(shù)據(jù)得到的流量值小于仿真計算得到的流量值。這是由于在動力裝置工作過程中, 潤滑油不僅帶走軸承和齒輪產生的熱量, 還將機械件之間摩擦產生的鐵屑和氣缸泄漏的雜質帶入潤滑系統(tǒng)。從試驗后的分解情況分析, 噴嘴和管路在一定程度上均受到雜質的影響, 造成等效直徑小于理論值, 導致試驗時滑油流量偏低。根據(jù)工程使用經驗, 30%以下的流量偏差不影響動力裝置的正常使用。后續(xù)可加強雜質對流量關系的數(shù)據(jù)積累, 進一步修正流量分配模型, 降低誤差。

圖1 計算流程

表1 低轉速下流量分配

表2 高轉速下流量分配

理論上, 滑油流量同發(fā)動機轉速成正比關系, 表1和表2數(shù)據(jù)卻并未表現(xiàn)出完全的正比關系。這是由于空間限制, 潤滑系統(tǒng)的儲油箱為發(fā)動機艙的下部, 不可避免地造成齒輪和軸承在儲油箱液面以下的浸潤和飛濺, 引起潤滑油的空化和氣蝕, 對滑油泵的流量特性帶來影響, 呈現(xiàn)非線性特性。為盡可能仿真真實情況, 文中使用的滑油泵流量特性由試驗數(shù)據(jù)修正而得(見式(1))。

2.2 滑油溫度仿真結果

滑油經過各個軸承和齒輪等零件后帶走熱量, 滑油溫度升高, 經過滑油冷卻器后, 滑油溫度降低。若發(fā)動機功率恒定, 循環(huán)一段時間后, 儲油箱內滑油溫度最終將基本平衡在某溫度區(qū)間。這個溫度區(qū)間不僅與發(fā)動機功率有關, 還和海水溫度和滑油流量等有關。

分別計算以下2個狀態(tài)下的傳熱仿真結果。第1個狀態(tài): 發(fā)動機在高轉速下工作500 s后, 降低到低轉速工作500 s; 第2個狀態(tài): 發(fā)動機在低轉速下工作500 s后, 升高到高轉速工作500 s。在仿真計算時還做了以下假設: 海水溫度分別為20℃和25℃; 認為換速時間非常短, 可不予考慮?；蜏囟确抡嬗嬎憬Y果如圖2所示。

從圖2(a)可以看出, 在高轉速工作狀態(tài)下, 滑油溫度迅速升高, 在200 s左右溫度達到平衡狀態(tài), 平衡溫度約71℃。從高速換至低速后, 溫度在600 s左右達到平衡, 平衡溫度45℃。從圖2(b)可以看出, 低轉速狀態(tài)下工作200 s左右, 滑油溫度平衡在45℃, 換至高速后, 在600 s左右滑油溫度平衡在71℃。

仿真結果說明, 無論發(fā)動機是高轉速啟動還是低轉速啟動, 滑油溫度都需200 s左右時間才能達到平衡狀態(tài)。高低航速切換后, 需100 s左右時間滑油溫度重新達到平衡。經仿真其平衡溫度在滑油正常使用溫度范圍內。對水下航行器的試驗數(shù)據(jù)分析發(fā)現(xiàn), 其滑油平衡溫度約在60~80℃范圍內。造成滑油平衡溫度離散范圍較大的主要原因是水下航行器的負載變化范圍較大, 例如在進行大深度工況或發(fā)電機滿負載工作時, 滑油平衡溫度會達到上限。文中仿真只考慮某典型工況, 溫度數(shù)據(jù)和試驗記錄數(shù)據(jù)趨勢符合。

圖3 潤滑油溫度仿真結果

3 結論

文中利用一維方法對某熱動力水下航行器動力裝置潤滑系統(tǒng)開展了建模和仿真分析。所建模型綜合考慮了流量和換熱, 對發(fā)動機高轉速和低轉速工作狀態(tài)下的潤滑系統(tǒng)進行了計算, 得出了各潤滑油用戶的滑油分配流量, 并對滑油溫度進行了仿真計算, 得到了滑油在2種工作狀態(tài)下的平衡溫度和平衡時間。得到結論如下。

1) 仿真得到的流量分配數(shù)據(jù)與試驗獲得的數(shù)據(jù)相比, 誤差在30%以內。后續(xù)需積累雜質與流量關系的數(shù)據(jù), 進一步修正模型, 降低誤差;

2) 無論水下航行器在發(fā)動機高轉速或低轉速狀態(tài)工作, 潤滑油均需200 s的時間才能達到平衡。其平衡溫度在潤滑油正常使用溫度范圍內。

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Modeling and Analysis of Lubrication System for Thermal-Powered Undersea Vehicle

CAO Hao1, QU Ming-bao1, WANG Yi1, LI Yu-ying1, ZHAO Li-gang2, TANG Tian1,

(1. The 705 Research Institute, China Shipbuilding Industry Corporation, Xi’an 710077, China; 2. The 708 Research Institute, China State Shipbuilding Corporation Limited, Shanghai 200011, China)

With increasing speed and range of undersea vehicle, its lubrication system have become increasingly important. A simulation method for the flow and heat transfer of a thermal-powered undersea vehicle’s lubrication system is introduced in this paper. The one-dimensional model of the lubrication system is built, and the lubrication system of engine working at high and low speed is simulated. The comparison between the calculation result and the test data of flow distribution shows that the flow error is within 30%, which can meet the engineering application requirements. The heat transfer simulation results show that the engine needs about 200 s to reach the lubricating oil temperature equilibrium. The equilibrium temperature is within the normal operating temperature range of the lubricating oil.

thermal-powered undersea vehicle; lubrication system; flow; heat transfer

TJ630.1; TB71.2

A

2096-3920(2020)04-0452-04

10.11993/j.issn.2096-3920.2020.04.015

2019-07-22;

2019-09-30.

曹 浩(1982-), 男, 在讀博士, 高級工程師, 主要研究方向為水下航行器振動傳遞路徑分析.

曹浩, 屈明寶, 王祎, 等. 熱動力水下航行器潤滑系統(tǒng)建模與仿真[J]. 水下無人系統(tǒng)學報, 2020, 28(4): 452-455.

(責任編輯: 陳 曦)