无轴泵喷非定常力的数值预报和分析-泵类推进器振动噪声控制机理

泵喷内置时，作为主要辐射噪声源的转子叶片过流与潜器外部绕流是相对解耦的。因辐射噪声数值预报时，非定常模拟（unsteady reynolds averaged Navier-Stokes simulation，URANS）的求解精度通常难以满足要求，需要采用精度更高的尺度适应模拟（scale-adaptive simulation，SAS）、分离涡模拟（detached eddy simulation，DES）或者是大涡模拟（large eddy simulation，LES）。SAS和DES均为LES在工程应用中的适应解，且两者的区别在于小尺度涡的界面选择是刚性还是与网格尺度相关的柔性。ANSYS德国总部的技术人员已经多次证明，SAS在复杂涡系模拟以及气动噪声源预报中具有足够的精度，且在《泵喷推进器的低噪声设计机理与设计应用》中，课题组也在对转桨和机械式泵喷的辐射噪声预报中证明了其可信性，因此，此处再次选用SAS模拟来求解作为线谱噪声源的非定常力和作为宽带噪声源的壁面脉动压力源项。

从理论上讲，辐射噪声源求解的最佳对象是“潜器+流道+内置式无轴泵喷”全系统，与上述校核推进和空化性能时相同，物理边界和流动限制也接近于真实。但是，一方面，求解噪声源脉动流场时，更高的精度要求必然需要显著增加网格密度，特别是作为噪声源对象的无轴泵喷；另一方面，噪声考核频段要求迭代时间步通常为10-5～10-4s量级，甚至更小，大规模、长耗时的巨额计算量给非定常计算实施带来了不可调和的矛盾，必须进行简化处理。本着追根溯源、抓主要矛盾的思想，课题组采取的简化方法如下：显著增加内置式无轴泵喷网格密度、简化外部绕流几何参数、针对单泵噪声源进行计算且设计航速有效频宽尽可能达到2 k Hz（模型桨无空化噪声通常分析频宽为1 k Hz）。单泵噪声源计算对象以及流道和泵喷网格细化加密处理效果如图7.27所示，可知，流道进口直接引入“潜器+流道+内置式无轴泵喷”全系统计算得到的非均匀进流作为边界条件，管道出口直接采用压力出口边界条件，近似认为出流管道已足够长，从物理意义上讲能够最大限度地逼近全系统分析对象。并且，噪声源壁面网格细化加密时，细化标准是将目标Y+值从两位数减小至个位数，细化后单泵喷系统的网格节点数达到1 276万个。只要证明上述单系统计算的壁面积分力以及特征流动信息与全系统计算值非常接近且泵的工作点不发生明显偏移，则可以认为上述简化计算方法是合理、可信的。

图7.27　单泵喷噪声源计算对象及其网格细化加密

（a）流道定常计算网格；（b）流道非定常计算网格；（c）转子和定子定常计算网格；（d）转子和定子非定常计算网格；（e）航速12 kn时的单泵喷系统；（f）航速6 kn时的单泵喷系统

计算迭代收敛后，得到流经单泵喷系统的速度流线、流道进口截面流动卷曲诱导的对旋涡管和出水流道中定子毂涡、电机气隙进口和上部拐角部位的涡量集聚与泵喷转子叶片几乎同步等特征流动信息，如图7.28所示，可知，该计算很好地再现了内置式无轴泵喷全系统的计算结果。此时，泵喷壁面受力、泵推进性能以及流道性能参数与全系统计算结果的比较如表7.11和表7.12所示。可知，泵流量、扬程、效率、转子效率、流道出口轴向速度不均匀度和正则度系数均几乎不变，泵本体的流体动力学相同成立；转子推力（泵喷转子+集成电机转子环）几乎不变，定子推力略有减小，管道阻力增加，总体使得内置式无轴泵喷单系统的总推力减小8%，功率增加小于1%，泵出口轴向速度的不均匀度有所增加，主要原因是计算时强迫出水流道出口的压力边界维持恒定，缩短了流动缓冲区，反过来影响了非旋转域的压差，进而使得管道阻力发生改变。尽管可以通过延长出水管道来解决该问题，但势必会带来管道噪声源部位发生改变的后果。因转子旋转域才是辐射噪声场计算的核心，在满足泵内流场流动保持不变的基础上，加上内置式泵喷单系统的定常受力与全系统相近，可以认定：通过伴流场中内置式无轴泵喷单系统的非定常计算，获取内置式无轴泵喷全系统的非定常力与脉动压力场的计算方法是合理、可行的，也是符合工程实际的。此外，上述计算结果还揭示了泵类推进系统相比于桨推进所具有的一个显著技术优势：泵转速与航速相对解耦，泵功率主要由转速决定。具体解读为在相同的转速下，尽管推力减小量大于5%，但功率变化小于1%，此时航速会略有减小，但并不影响泵类推进器本身维持其工作点。这对于螺旋桨推进来说是不可能实现的，因其航速与转速强相关，所以功率与航速的三次方成正比。该技术优势的主要价值在于机桨配合时的使用操纵管理方面，不用再过多关注主机超载问题，明显弱化了螺旋桨推进系统中薄弱的主机环节，对机电设备的使用管理有利。

图7.28　伴流场中内置式无轴泵喷单系统航速为12 kn时速度流线和涡量场

表7.11　内置式无轴泵喷单系统与全系统推进性能比较

表7.12　内置式无轴泵喷单系统与全系统中泵和流道性能参数的比较

在伴流场中内置式无轴泵喷单系统替代全系统合理性得到证明的基础上，进一步采用SAS模拟方法计算内置式无轴泵喷的非定常力与壁面脉动压力源项。SAS模拟时，为了尽可能合理地评估数值模拟精度，除了监控输出泵喷积分力变量，如泵喷转子（含集成电机转子环）轴向推力和侧向力、功率、内置式泵喷总推力、泵喷流量、扬程、效率、泵喷转子单叶片轴向力和侧向力，还引入8个特征点的脉动压力量，包括进水流道出口部位、泵喷进口部位、泵喷转子出口部位以及定子出口部位，每个部位设置2个监控点，径向位置分别位于转子叶片最大载荷0.85R处和近叶根部位0.6R处，如图7.29所示。

图7.29　伴流场中内置式无轴泵喷单系统非定常计算时脉动压力监控点(www.xing528.com)

设计航速为12 kn时，计算得到泵喷转子一周内的轴向推力和制动功率时域曲线如图7.30所示，单个转子叶片一周内的轴向力和侧向力时域曲线如图7.31所示，推力和功率的频域曲线如图7.32所示。可知，推力和功率均已呈现明显的周期性特征，且推力和功率均清晰捕捉到叶频线谱（blade passing frequency，BPF），定性看时域的计算数据是合理的，非定常计算时数据可用。转子推力平均值与泵喷单系统定常计算结果之间的偏差为0.21%。功率平均值与泵喷单系统定常计算结果之间的偏差为0.2%，一方面既证明了前述定常计算的数值模型满足网格密度无关性要求，结果可信；另一方面也说明了非定常计算时积分力已经满足收敛性要求，可以进一步分析脉动力的变化规律。转子单叶片轴向力和侧向力的总体变化规律是一致的，因受流道诱导的对旋涡管影响，泵喷进流在周向方向外围区域存在明显非对称分布，使得单叶片受力存在着固定的脉动峰值角度区间。由特征测点的脉动压力时域曲线可知，泵喷进口处测点的压力周期性最好，出口处测点的压力周期性信息已基本消失。转子进口处和出口处测点的脉动压力峰值角度区间一致，且与单叶片受力脉动规律对应，表明转子叶片叶截面进口处真实进流角与理想进流之间偏离角的脉动幅值是较小的。转子轴向力和泵喷功率均以叶频线谱为主，功率的前三阶叶频线谱清晰可见。转子一阶轴向非定常力与时均力的比值为10.51‰，一阶侧向非定常力与时均力的比值为13.68%，基本处于正常水平。

图7.30　航速为12 kn时内置式无轴泵喷单系统推力和功率时域脉动

图7.31　航速为12 kn时内置式无轴泵喷单系统单转子叶片非定常力

图7.32　航速为12 kn时内置式无轴泵喷单系统推力和功率频域脉动

同理，巡曳航速为6 kn时，迭代时间步取为5×10-4s，对应每步转动0.495°，有效分析频率减小至1 k Hz。SAS非定常计算得到泵喷转子轴向推力和制动功率及单个转子叶片轴向力和侧向力的时域曲线以及推力和功率的频域曲线如图7.33与图7.34所示。可知，脉动峰值规律与设计航速基本相同，转子推力平均值为5.745 kN，功率平均值为37.03 kW，与泵喷单系统定常计算结果之间的偏差小于0.5%，再次证明了内置式无轴泵喷单系统计算结果的有效性。此时，转子一阶轴向非定常力与时均力的比值为7.29‰，略高于课题组目前正在试验测量的潜艇泵喷2‰～5‰的正常水平，主要是泵喷推力载荷过重所致。泵喷转子一阶侧向非定常力与时均力的比值为19.13%，相比设计航速有所增加。

图7.33　航速为6 kn时内置式无轴泵喷单系统推力和功率时域脉动

图7.34　航速为6 kn时内置式无轴泵喷单系统单转子叶片非定常力

需要说明的是，图7.34中的叶片1初始角度与航速为12 kn时的角度并不相同，所以整体上表现出了一定的相位角偏移。从设计航速到巡曳航速，转子单叶片受力的脉动规律发生了一定改变，主要是由于进流速度分布发生了一定改变。从设计过程来看，无论是泵喷本身的叶型设计还是进水流道设计，都是立足于设计点性能最优而完成的，都存在着航速适应范围，因此推进系统设计时设计点的选择至关重要，也直接与考核指标相关，需要始终贯穿于整个设计过程。