用于潤滑冷卻舵槳的泵送環的設計方法與流程

本發明涉及船舶推進技術領域，特別涉及一種用于潤滑冷卻舵槳的泵送環的設計方法。

背景技術：

舵和槳是船舶推進系統的主要組成部分，舵能用于控制船舶的行進方向，槳用于為船舶的行進提供推動力。舵槳是一種新型的船舶推進裝置，它能如普通推進器一樣產生推力，也能在360°范圍內改變推力方向，兼有舵和槳的功效，能夠很靈活地改變船舶位置和航向，廣泛應用于游輪、工程船、海洋平臺等對機動性要求較高或需要動力定位的場合。

舵槳包括密封殼體和安裝在密封殼體內的傳動機構，傳動機構包括上部水平設置的輸入短軸和動力軸、中間豎直設置的芯軸、以及下部水平設置的螺旋槳軸，輸入短軸和動力軸通過離合器聯接，動力軸和芯軸之間、芯軸和螺旋槳軸之間均通過傘齒輪嚙合傳動。

為了實現舵槳的潤滑冷卻，在密封殼體的頂部設置油箱，油箱內設有從芯軸內穿過油箱的底部延伸到油箱的頂部的溢流管，密封殼體和芯軸圍成的腔體與油箱的底部連通，芯軸外套設與芯軸同步轉動的泵送環，芯軸內開設潤滑介質返回油箱的通道，通道的下端口與密封殼體和芯軸圍成的腔體連通，通道的上端口與溢流管連通。舵槳工作時，芯軸帶動泵送環轉動，攪動密封殼體和芯軸圍成的腔體內的潤滑介質沿泵送環上螺紋的旋向轉動，進而向下流動到密封殼體的底部與海水熱交換降溫，再經由返回油箱的通道從溢流管溢出到油箱中，形成潤滑介質的循環流動，對傳動機構進行潤滑和散熱。但目前沒有泵送環的具體設計方案，以實現舵槳充分的潤滑冷卻。

技術實現要素：

為了解決現有技術的問題，本發明實施例提供了一種用于潤滑冷卻舵槳的泵送環的設計方法。所述技術方案如下：

本發明實施例提供了一種用于潤滑冷卻舵槳的泵送環的設計方法，所述設計方法包括：

根據舵槳的散熱要求，確定潤滑介質的目標流量；

選取泵送環的設計參數，所述設計參數包括所述泵送環的外徑、所述泵送環的內徑、所述泵送環的軸向厚度、所述泵送環上螺紋的螺紋升角、所述泵送環上螺紋的寬度、所述泵送環上螺紋的深度中的一種或多種；

基于選取的所述設計參數，計算驅動流量和泄漏流量，所述驅動流量為所述潤滑介質在所述泵送環驅動下的流量，所述泄漏流量為所述潤滑介質的泄漏量；

當所述驅動流量與所述泄漏流量的差值等于所述目標流量時，按照選取的所述設計參數設計所述泵送環。

可選地，所述基于選取的所述設計參數，計算所述驅動流量，包括：

按照如下公式計算所述泵送環上螺紋的升程H：

按照如下公式計算所述驅動流量Q_S；

$Q_S=A\·B\·\sqrt{{(\mathrm{\π}\·D)}^2+H^2}\·n;$

其中，π為圓周率，D為所述泵送環上螺紋的外徑，為所述泵送環上螺紋的螺紋升角，A為所述泵送環上螺紋的寬度，B為所述泵送環上螺紋的深度，n為所述泵送環的轉速。

可選地，所述基于選取的所述設計參數，計算所述泄漏流量，包括：

按照如下管道流速公式確定所述潤滑介質的流速v：

$d\≥4.61\sqrt{\frac{Q_D}{v}};$

按照如下流體動力學壓力損失公式計算所述泵送環建立的壓力ΔP：

$\mathrm{\Δ}P=\mathrm{\λ}\·\frac{l}{d}\·\frac{\mathrm{\ρ}\·v^2}{2};$

按照如下流體力學的環形縫隙流公式計算所述泄漏流量Q_L：

$Q_L=\frac{\mathrm{\π}\·D\·{\mathrm{\δ}}^3}{12\·\mathrm{\μ}\·L}\·(1+1.5\·{\mathrm{\ϵ}}^2)\·\mathrm{\Δ}P;$

其中，d為所述潤滑介質返回油箱的通道的直徑，Q_D為所述目標流量，λ為沿程阻力系數，l為所述潤滑介質返回油箱的通道的長度，ρ為所述潤滑介質的密度，π為圓周率，δ為所述泵送環與密封殼體之間的間隙的寬度，μ為所述潤滑介質的粘度，L為所述泵送環與密封殼體之間的間隙的長度，ε為所述泵送環由于安裝工藝產生的偏心量。

可選地，所述根據所述舵槳的散熱要求，確定潤滑介質的目標流量，包括：

按照如下公式計算所述舵槳的散熱量Q_W：

Q_W＝P·(1-η)；

按照如下公式計算所述目標流量Q_D：

Q_D＝Q_W/(Δt·γ·C)；

其中，P為所述舵槳的功率，η為所述舵槳的效率，Δt為所述潤滑介質一次循環過程中為冷卻所述舵槳所產生的溫度變化值，γ為所述潤滑介質的比重，C為所述潤滑介質的比熱。

可選地，所述選取所述泵送環的設計參數，包括：

基于所述舵槳的結構參數，確定所述設計參數的取值范圍；

在所述取值范圍內選取所述設計參數。

優選地，所述基于所述舵槳的結構，確定所述設計參數的取值范圍，包括：

采用如下式子限定所述設計參數的取值范圍：

D＜D_K；

D_Z＜D’＜D-2·B；

其中，D為所述泵送環的外徑，D_K為密封殼體的內徑，D_Z為帶動所述泵送環轉動的芯軸的外徑，D’為所述泵送環的內徑，B為所述泵送環上螺紋的深度。

可選地，所述設計方法還包括：

當所述驅動流量與所述泄漏流量的差值不等于所述目標流量時，重新選取所述設計參數。

優選地，所述重新選取所述設計參數，包括：

基于選取的所述設計參數，利用仿真軟件在模擬舵槳上仿真所述泵送環；

根據仿真結果，重新確定所述設計參數的取值范圍；

在所述取值范圍內調整所述設計參數。

更優選地，所述根據仿真結果，重新確定所述設計參數的取值范圍，包括：

獲取所述泵送環上螺紋的螺紋升角與所述泵送環的驅動力的對應關系；

基于滿足要求的驅動力范圍和所述對應關系，確定所述泵送環上螺紋的螺紋升角的取值范圍。

具體地，為所述泵送環上螺紋的螺紋升角。

本發明實施例提供的技術方案帶來的有益效果是：

通過根據舵槳的散熱要求確定潤滑介質的目標流量，選取泵送環的設計參數，基于選取的設計參數計算驅動流量和泄漏流量，當驅動流量與泄漏流量的差值等于目標流量時，按照選取的設計參數設計泵送環，基于舵槳的散熱要求得到泵送環的各個設計參數，可以實現滿足舵槳的散熱要求的泵送環完成舵槳的潤滑冷卻。

附圖說明

為了更清楚地說明本發明實施例中的技術方案，下面將對實施例描述中所需要使用的附圖作簡單地介紹，顯而易見地，下面描述中的附圖僅僅是本發明的一些實施例，對于本領域普通技術人員來講，在不付出創造性勞動的前提下，還可以根據這些附圖獲得其他的附圖。

圖1是本發明實施例提供的舵槳的結構示意圖；

圖2是本發明實施例提供的泵送環的橫截面的結構示意圖；

圖3是本發明實施例提供的一種用于潤滑冷卻舵槳的泵送環的設計方法的流程圖；

圖4是本發明實施例提供的泵送環的縱截面的結構示意圖；

圖5是本發明實施例提供的螺旋槽中潤滑介質的受力示意圖；

圖6是本發明實施例提供的泵送環上螺紋的螺紋升角與泵送環的驅動力的對應關系的示意圖。

具體實施方式

為使本發明的目的、技術方案和優點更加清楚，下面將結合附圖對本發明實施方式作進一步地詳細描述。

實施例

本發明實施例提供了一種用于潤滑冷卻舵槳的泵送環的設計方法，參見圖1，舵槳包括密封殼體1、設置在密封殼體上的油箱2、以及設置在密封殼體1內的輸入短軸3、動力軸4、芯軸5、螺旋槳軸6，輸入短軸3和動力軸4通過離合器7聯接，動力軸4和芯軸5之間、芯軸5和螺旋槳軸6之間均通過傘齒輪8嚙合傳動，油箱2的底部與密封殼體1連通，油箱2內設有從芯軸5內穿過油箱2的底部延伸到油箱2的頂部的溢流管9，芯軸5內設有潤滑介質返回油箱2的通道10，通道10與溢流管9連通，芯軸5外套設有6與芯軸5同步轉動的泵送環11。在實際工藝中，會在密封殼體1的內部設置與泵送環11相對的凸塊1a，以在泵送環11和凸塊1a之間形成狹縫，便于泵送環11帶動潤滑介質沿泵送環11上螺紋的旋向向下流動。

在舵機工作時，動力設備(如柴油機)帶動輸入短軸3轉動，輸入短軸3通過離合器7帶動動力軸4轉動，動力軸4和芯軸5之間嚙合傳動的傘齒輪8帶動芯軸5轉動，芯軸5和螺旋槳軸6之間嚙合傳動的傘齒輪8帶動螺旋槳軸6轉動，螺旋槳軸6推進螺旋槳轉動，為船舶提供動力。

同時密封殼體1內充滿潤滑介質，芯軸5轉動時帶動泵送環11轉動，攪動密封殼體1內的潤滑介質沿泵送環11上螺紋的旋向轉動，進而沿密封殼體1內壁向下流動(如圖1中的箭頭所示)，流動到密封殼體1底部的潤滑介質與海水進行熱交換，實現潤滑介質的冷卻，冷卻后的潤滑介質在后續流到的潤滑介質的推動下，沿返回油箱2的通道10向上流動到溢流管9，潤滑介質液面逐漸升高，當潤滑介質液面高于溢流管9頂部時，潤滑介質從溢流管9流到油箱2底部，再次回到密封殼體1內。利用潤滑介質的循環流動，對舵槳進行充分潤滑，同時潤滑介質與海水的熱交換，可以對潤滑介質進行降溫，有助于舵槳的內部散熱。

在本實施例的一種實現方式中，如圖1所示，芯軸5上設有凸臺5a，凸臺5a和泵送環11通過螺釘連接。具體地，參見圖2，泵送環11上設有用于將泵送環11安裝固定在芯軸5上的螺釘孔11a。

在本實施例的另一種實現方式中，泵送環11與芯軸5可以過盈配合。

需要說明的是，泵送環11還可以采用其它方式固定安裝在芯軸5外，在此不再一一詳述。

參見圖3，該設計方法包括：

步驟201：根據舵槳的散熱要求，確定潤滑介質的目標流量。

如前所述，舵槳的散熱時通過潤滑介質(如潤滑油)的流動實現的，因此潤滑介質的流量是滿足舵槳散熱要求的重要因素。如果潤滑介質的實際流量可以達到基于舵槳的散熱要求計算出的潤滑介質的目標流量，則說明設計出的泵送環可以滿足舵槳的散熱要求。

在本實施例中，目標流量是指潤滑介質在循環過程中通過流動通道截面的流量。其中，流動通道包括密封殼體與芯軸之間的間隙、密封殼體與泵送環之間的間隙、芯軸內返回油箱的通道、以及溢流管內的管道等。

可選地，該步驟201可以包括：

按照如下公式(1)計算舵槳的散熱量Q_W：

Q_W＝P·(1-η)； (1)

按照如下公式(2)計算目標流量Q_D：

Q_D＝Q_W/(Δt·γ·C)； (2)

其中，P為舵槳的功率，η為舵槳的效率，Δt為潤滑介質一次循環過程中為冷卻舵槳所產生的溫度變化值，γ為潤滑介質的比重，C為潤滑介質的比熱。

例如，舵槳的功率為2000KW，舵槳的效率為90％，因此舵槳的散熱量為2000KW〃(1-90％)＝200KW。

另外，通常情況下，流量越大，散熱量越大。

步驟202：選取泵送環的設計參數。

在本實施例中，參見圖4，設計參數包括泵送環的外徑D、泵送環的內徑D’、泵送環的軸向厚度L’、泵送環上螺紋的螺紋升角泵送環上螺紋的寬度A、泵送環上螺紋的深度B中的一種或多種。

可選地，該步驟202可以包括：

基于舵槳的結構參數，確定設計參數的取值范圍；

在取值范圍內選取設計參數。

優選地，基于舵槳的結構參數，確定設計參數的取值范圍，可以包括：

采用如下式子(3)和(4)限定設計參數的取值范圍：

D＜D_K； (3)

D_Z＜D’＜D-2·B； (4)

其中，D為泵送環的外徑，D_K為密封殼體的內徑，D_Z為帶動泵送環轉動的芯軸的外徑，D’為泵送環的內徑，B為泵送環上螺紋的深度。

可以理解地，泵送環設置在殼體內，因此泵送環的外徑小于密封殼體的內徑，以免出現干涉。同時泵送環套設在芯軸外，因此泵送環的內徑大于芯軸的外徑，以免出現干涉；并且如圖4所示，泵送環上設有不與套筒內連通的泵送環上螺紋，因此泵送環的外徑和內徑之差大于泵送環上螺紋深度的兩倍。

在具體實現中，從泵送環的運動角度來看，泵送環的外徑越小，泵送環的轉動慣量越小，泵送環的啟動慣量越小，因此泵送環的外徑通常取可選范圍內的最小值。

步驟203：基于選取的設計參數，計算驅動流量和泄漏流量。

在本實施例中，驅動流量為潤滑介質在泵送環驅動下的流量，泄漏流量為潤滑介質的泄漏量，具體為潤滑介質為在循環過程中克服與流動通道的內壁相對運動的阻力而損耗的流量。

可選地，基于選取的設計參數，計算驅動流量，可以包括：

按照如下公式(5)計算泵送環上螺紋的升程H：

按照如下公式(6)計算驅動流量Q_S；

$Q_S=A\·B\·\sqrt{{(\mathrm{\π}\·D)}^2+H^2}\·n;---\left(6\right)$

其中，π為圓周率，D為泵送環上螺紋的外徑，為泵送環上螺紋的螺紋升角，A為泵送環上螺紋的寬度，B為泵送環上螺紋的深度，n為泵送環的轉速。

容易知道，考慮到泄漏流量的存在，驅動流量必然大于目標流量，否則一定不能滿足設計要求。

在實際應用中，可以采用如下方式確定泵送環的轉速：

獲取動力設備的輸出轉速和傳動齒輪的減速比；

將動力設備的輸出轉速與傳動齒輪的減速比相乘，得到泵送環的轉速。

具體地，動力設備的輸出轉速可以從舵槳的技術規格書中得到，傳動齒輪的減速比可以將各個傳動齒輪上的減速比相乘得到。

可選地，基于選取的設計參數，計算泄漏流量，可以包括：

按照如下管道流速公式(7)確定潤滑介質的流速v：

$d\≥4.61\sqrt{\frac{Q_D}{v}};---\left(7\right)$

按照如下流體動力學壓力損失公式(8)計算泵送環建立的壓力ΔP：

$\mathrm{\Δ}P=\mathrm{\λ}\·\frac{l}{d}\·\frac{\mathrm{\ρ}\·v^2}{2};---\left(8\right)$

按照如下流體力學的環形縫隙流公式(9)計算泄漏流量Q_L：

$Q_L=\frac{\mathrm{\π}\·D\·{\mathrm{\δ}}^3}{12\·\mathrm{\μ}\·L}\·(1+1.5\·{\mathrm{\ϵ}}^2)\·\mathrm{\Δ}P;---\left(9\right)$

其中，d為潤滑介質返回油箱的通道的直徑，Q_D為目標流量，λ為沿程阻力系數，l為潤滑介質返回油箱的通道的長度，ρ為潤滑介質的密度，π為圓周率，δ為泵送環與密封殼體之間的間隙的寬度，μ為潤滑介質的粘度，L為泵送環與密封殼體之間的間隙的長度，ε為泵送環由于安裝工藝產生的偏心量。

在實際應用中，沿程阻力系數可以從機械設計手冊中查到。潤滑介質返回油箱的通道的長度等于芯軸的長度和其它連接管路的長度之和。當其它連接管路的內徑與芯軸的內徑的差值不超過閾值(如0)時，可以直接選擇芯軸的內徑作為回油通道的內徑。進一步地，在芯軸的強度允許的情況下，可以盡可能選最大值。一般情況下，潤滑介質的流速不超過1.0米/秒，基于v計算出的泵送環建立的壓力小于0.1MPa。

容易知道，泵送環與殼體之間的間隙的長度越大，泄漏流量越小。

另外，芯軸的長度一般超過2米，且上下兩端均采用花鍵或球形齒式聯軸器結構進行連接，安裝時配合零件較多，安裝定位急轉受到累積誤差影響，兩端的對中通信無法嚴格保證，而且芯軸在受到扭矩時會產生一定的撓度。因此如果泵送環和殼體之間的間隙較小，則容易發生碰撞，產生技術摩擦和異常噪音，摩擦產生的金屬粉還會影響軸承、密封、液壓等；如果泵送環和殼體之間的間隙較大，則泄漏量將呈三次曲線上升，可能無法驅動潤滑介質循環；具體可以根據舵槳的結構和工藝安裝水平基于人為經驗選取。泵送環的偏心量也可以結合制造安裝水平基于人為經驗選取，0≤ε≤1，一般為平均值。

在實際應用中，可以采用如下方式確定潤滑介質的粘度：

獲取潤滑介質的類型和潤滑介質的環境溫度；

基于潤滑介質的類型和潤滑介質的環境溫度，確定潤滑介質的粘度。

可以采用如下方式確定泵送環與殼體之間的間隙的長度：

選擇泵送環的軸向厚度、與泵送環相對的凸塊的軸向厚度中的較小值，作為泵送環與殼體之間的間隙的長度。

優選地，該設計方法還可以包括：

當泵送環建立的壓力大于殼體內可承受的最大壓強時，重新確定潤滑介質的流速。

步驟204：當驅動流量與泄漏流量的差值等于目標流量時，按照選取的設計參數設計泵送環。

步驟205：當驅動流量與泄漏流量的差值不等于目標流量時，重新選取設計參數。

可選地，該步驟205可以包括：

基于選取的設計參數，利用仿真軟件在模擬舵槳上仿真泵送環；

根據仿真結果，重新確定設計參數的取值范圍；

在取值范圍內調整設計參數。

優選地，根據仿真結果，重新確定設計參數的取值范圍，可以包括：

獲取泵送環上螺紋的螺紋升角與泵送環的驅動力的對應關系；

基于滿足要求的驅動力范圍和對應關系，確定泵送環上螺紋的螺紋升角的取值范圍。

在具體實現中，參見圖5，泵送環在工作時，螺旋槽中的潤滑介質受到垂直于螺旋槽的力F，力F可以分解為沿豎直方向的力Fy和水平方向的力Fx，豎直方向的力Fy與垂直于螺旋槽的力F呈三角函數的余弦關系。水平方向的力Fx克服外摩擦力使潤滑介質作圓周運動；豎直方向的力Fy將泵送環的機械能轉化為潤滑介質的動力，對泵送環下方的區域建立起壓力。

圖6為泵送環上螺紋的螺紋升角與泵送環的驅動力比例(豎直方向的力Fy/螺旋槽的力F)的對應關系圖。由圖6可知，隨著泵送環上螺紋的螺紋升角的增大，泵送環的驅動力比例呈下降趨勢，在泵送環上螺紋的螺紋升角為35°，泵送環的驅動力比例已下降到80％。因此泵送環上螺紋的螺紋升角取值不宜過大，優選地，為泵送環上螺紋的螺紋升角。

本發明實施例通過根據舵槳的散熱要求確定潤滑介質的目標流量，選取泵送環的設計參數，基于選取的設計參數計算驅動流量和泄漏流量，當驅動流量與泄漏流量的差值等于目標流量時，按照選取的設計參數設計泵送環，基于舵槳的散熱要求得到泵送環的各個設計參數，可以實現滿足舵槳的散熱要求的泵送環完成舵槳的潤滑冷卻。

以上所述僅為本發明的較佳實施例，并不用以限制本發明，凡在本發明的精神和原則之內，所作的任何修改、等同替換、改進等，均應包含在本發明的保護范圍之內。