对于该潜器低速、重载型的推进需求而言，上述内置式双无轴泵喷推进系统中的两小泵及其配套进水流道设计已经相当精巧，在兼顾尺寸、推进、空化和非定常力控制方面采取了诸多措施。但正如前文所述，进水流道内存在的对旋涡管现象不仅直接影响了泵喷进流径向外围区域的不均匀程度，而且还对泵喷空化性能和转子单叶片推力脉动产生了不利影响，还有可优化设计的空间。而且，从理论上讲，若能进一步增加转子叶片数、少量减小转速，通过牺牲一定的推力安全余量和抗空化性能，可以进一步小量降低无轴泵喷辐射噪声。因此，接下来着重讨论增加叶片数和改进流道设计品质配合后的优化设计效果，且通过非定常力控制来体现降噪成效。
鉴于从敞水条件泵到潜器尾部伴流流场中泵喷叶栅，再到潜器尾部伴流场中包含集成电机转子环和气隙几何的无轴泵喷，其叶栅过流通道的流体动力性能参数均在发生改变，相当于泵本身的实际工作点一直在发生偏移。即使是当前国际上最为先进的叶型设计理论，也只能做到叶型三维几何参数与理想工作点时的叶片载荷分布关联起来，而无法兼顾到复杂系统中真实工作点的改变对叶型的反馈影响。因此，在降噪优化设计过程中，首先考虑的是保持进水流道和出水流道几何、集成电机转子环和气隙几何以及转子叶片轴向长度不变，仅重新设计泵喷转子和定子叶片叶型。并且，在设计过程中，保持理想进流流量和总的推力载荷不变，在增加叶片数的同时将设计转速减小，相当于增加转子叶片的推力载荷系数，等同于牺牲泵喷的空化性能来获得无空化噪声性能的改进。其次，再定量分析进水流道与新设计泵喷之间的流场配合效果，以最大程度减小泵喷进流不均匀度、抑制非定常力幅值。
再次采用参数化三元逆向设计方法设计得到的内置式无轴泵喷三维几何形状（简称NZG泵）如图7.36所示。转子与定子叶片数均增加，叶片厚度与原方案相同，泵喷导管几何参数不变，泵喷轴向长度和径向高度也保持不变。泵喷转子和定子全结构化网格离散时单通道网格密度与原方案保持一致。定常计算得到航速为12 kn时均匀进流条件下流经泵喷叶栅通道的速度流线如图7.37所示。可知，除毂涡径向区域外，泵喷出流也是几乎呈轴向流束状态，与原方案效果相当。
图7.36 再次设计内置式无轴泵喷几何形状及叶栅叶构化网格离散
图7.37 航速为12 kn时再次设计内置式无轴泵喷速度流线
计算得到NZG无轴泵喷的敞水性能如表7.13所示，表中同时给出了原泵喷在相同航速下的敞水性能值。可知，与原泵喷相比，因转速减小10转，使得功率相对于限额值留出了较大余量，推力与功率的比值由9.09%增加为9.24%，相对载荷略有增加。泵喷流量明显减小，使得两舷侧泵喷的总推力仅有46 kN，不满足需求推力指标。因泵喷工作点的改变，无论是转子推力还是定子推力都有所减小，导管受力也从小推力变为极小阻力。泵喷水力效率和转子叶栅效率均下降约2%。转子效率仍高于91%，还是位于优秀设计之列。因流量下降较多，导致泵喷推力不足，尽管泵喷位于船后系统中时因进流改变流量会略有增加，但对于推力需求而言会存在一定的技术风险，还应略上调转速。泵喷转子叶片以及导管壁面压力分布如图7.38所示，可知转子叶片吸力面的导边上部存在低于汽化压力的低压区，且一直延伸至导管内壁面交接处，后续空化性能校核时应尤其重视。
表7.13 航速为12 kn时均匀进流条件下NZG泵喷单泵敞水性能
图7.38 航速为12 kn时NZG无轴泵喷壁面压力分布
综上所述，从敞水性能来看，改进设计泵在效率下降2%的同时推力也减小较多，主要是工作点改变、流量减小、转速降低所致。鉴于泵喷降噪优化设计的理想目标如下：在尺寸约束不变时，小量牺牲推力安全余量和空化安全裕度的基础上，减小非定常力进而抑制低频线谱噪声，因此，上述变化也是预期之中的，只是为了满足快速性能，将NZG无轴泵喷置于潜器尾部系统中分析时还应小量增加转速才行。
将NZG泵喷替换原泵喷后得到新的内置式双无轴泵喷推进系统，微调转速后，再次定常模拟得到设计航速为12 kn时通过无轴泵喷的流体速度流线如图7.39所示，可知，无论是进水流道内进流还是泵喷出流，整体流动状态都与原方案类同，泵喷推进性能并未大幅偏离原方案。提取得到设计航速为12 kn和巡曳航速为6 kn时无轴泵喷的推进性能以及泵流体动力性能参数如表7.14和表7.15所示。表中同时给出了原方案在对应航速时的性能参数（第1行和第3行）。可知，航速为12 kn时两舷侧泵喷总推力为49.15 kN，满足需求推力的基础上仍留有极小安全余量2.4%，泵喷总功率为573.84 kW，还留有约4%的功率储备，推力效率约为53%，也满足设计需求；航速为6 kn时泵喷总推力为12.12 kN，满足需求推力时几乎没有安全余量，泵喷消耗总功率为72.06 kW，推力效率约为52%，同样满足设计要求。与原方案相比可知，设计航速下转速减小6 r/min，巡曳航速下仅减小2 r/min，虽然增加了功率储备量，但推力安全余量基本被占据。因推进电机一般在额定功率与最大功率之间都会留出安全区间，所以该节省功率储备的收益相对于试航时快速性指标有可能达不到的技术风险来说是不值得的，只是由于当前的降噪需求才作出的让步。泵喷转子推力、定子推力以及潜器阻力均略有下降，设计航速下管道阻力略有增加，但巡曳航速基本不变。泵喷流量和扬程均有所减小，泵喷效率和转子效率均下降约1%，泵喷效率由原方案敞水条件下效率高于88%减少至当前船后系统中约81%，在船尾伴流、集成电机气隙逆向流动以及降噪设计需求的综合影响下改变较为明显，这也正是泵喷作为一种推进器有别于设计需求单一的水利泵以及性能评判更为复杂的原因所在。在设计航速下，泵喷进流不均匀度变化非常小，但出流不均匀度略有增加，表明此时定子叶片与转子叶片之间的流场配合还未达到最佳，若进一步增加定子叶数至13叶甚至更多，在叶片厚度不变的情况下，限于叶栅稠密度较大，宜减小叶片弦长。此处为了更加直观地说明比较效果以及适当兼顾制造成本，仅定量讨论定子叶数为12叶时的降噪效果。从理论上讲，因为最主要噪声源是泵喷转子，少量改变定子叶型时对噪声的影响会非常小。
图7.39 航速为12 kn时流经潜器尾部NZG无轴泵喷系统的速度流线(www.xing528.com)
表7.14 内置式改进无轴泵喷（包含电机转子环和气隙）推进性能
表7.15 内置式改进无轴泵喷（包含电机转子环和气隙）过流通道流体流动性能
设计航速时，右舷侧泵喷进口面、转子进口面和出口面以及泵喷出口面的轴向速度分量、湍流速度脉动量、周向速度分量和径向速度分量分布如图7.40所示。总体来看，流场分布规律与原方案较为接近。泵喷进口不均匀流动区主要位于周向近壁面处，进水流道出口所引入的流动干扰因素从泵喷进口一直延展到泵喷出口，并且在旋向作用下从舷侧部位逐渐偏移至垂向下方部位。定子出口近叶根处存在局部低速区以及湍动能集聚现象，扩大了毂涡径向范围，因经典声学理论阐明：螺旋桨空化噪声源的排序中，片涡空化、梢涡空化和毂涡空化依次减小，再结合工作水深条件，可以暂不进行该局部区域的优化设计工作。为了准确定位泵喷非均匀进流干扰因素的来源，再次提取进水流道中的涡量场分布，如图7.41所示，可知，在流道进口截面前缘主对旋涡和后缘次对旋涡的共同作用下，涡管延展处均会直接干扰速度分量以及湍流速度脉动量的连续性分布，相当于涡核边界处的速度分量和湍动能均存在突变。该现象与原方案泵喷系统也几乎类同，尽管流量有所减小，流道进速比从0.727增加至0.744，但进水流道对流动的适应性并未发生改变。当扁平形潜器外壁面的约束放松后，流道进口截面需少量加宽且改变截面形状，以更好地抑制对旋涡管的产生和发展，改善泵喷进流品质。
图7.40 航速为12 kn时内置式改进无轴泵喷特征截面速度场分布
（a）泵喷进口面；（b）转子进口面；（c）转子出口面；（d）泵喷出口面
图7.41 航速为12 kn时内置式改进无轴泵喷进水流道内涡量场分布
此时，泵喷转子叶片以及集成电机转子环的壁面压力分布如图7.42所示。与原方案比较可知，尽管舷侧局部区域的低压区范围略有减小，但垂向下方部位的两个叶片近叶根处额外产生了较大范围的低压区，使得泵喷空化性能下降，但这与改进设计初衷“通过牺牲效率和空化性能来减小非定常力”的思路是一致的，只需要接下来在非定常力非定常计算中证实这一点即可。综上所述，NZG无轴泵喷置于潜器尾部系统中后，工作点较敞水条件有了偏移，流量和推力均有所增加，积分力性能已经位于满足需求推力的临界点。尽管在设计航速和巡曳航速下泵喷总推力几乎没有了安全余量，而且设计航速下泵喷空化性能还有所下降，但如果泵喷低频线谱噪声有所降低，则上述性能改变也是可接受并允许的。
图7.42 航速为12 kn时内置式改进无轴泵喷转子壁面压力分布
（a）原泵喷，无水深，系统单相流模拟；（b）改进泵喷，无水深，系统单相流模拟
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