无轴泵喷非定常力和辐射噪声的计算分析及改进设计

与前文将内置式无轴泵喷全系统简化为伴流场中单系统的思路相同，同样是完成泵喷转子、定子与进水流道核心部件网格加密处理后进行单系统的瞬态非定常求解，求取轴向和侧向非定常力源项。计算得到航速为6 kn时NZG无轴泵喷位于全系统与单系统模型中的推进性能如表7.16和表7.17所示。可知，与全系统相比，单系统泵喷推力减小6%，功率增加约0.1%，转子推力增加0.6%，流量、扬程、效率以及转子效率均几乎不变，再次很好地重现了船后无轴泵喷的积分力性能，与原方案计算时规律一样。与原方案相比，该航速下NZG泵喷流量减小，推力和功率以及转子推力均略有减小，但减小幅度均小于3%，仍属于小量变化的范围；泵喷进、出口轴向速度不均匀度均略微增加，进口入流的正则度系数基本不变，表明该进水流道仍处于流量适应区。

表7.16　航速为6 kn时NZG无轴泵喷单系统与全系统推进性能比较

表7.17　航速为6 kn时NZG无轴泵喷单系统与全系统中泵和流道性能参数的比较

非定常计算时迭代时间步取为5×10-4s不变，SAS模拟得到航速为6 kn时泵喷转子轴向推力和制动功率的时域和频域曲线如图7.43所示。转子推力平均值为5.516 kN，功率平均值为35.714 kW，与单泵喷系统定常计算结果之间的偏差小于1.3%。此时转子一阶轴向非定常力与时均力的比值为6.27‰，与原泵喷几乎保持不变，并没有起到预期降低线谱噪声的结果。究其原因如下：在流量略有减小、效率略有降低、泵进口流体不均匀度略有增加的情况下，尽管转子叶片数增加了，但在工作点少量偏移后，盘面比增加对抑制脉动推力的收益被进流条件的改变抵消了。上述结果可以说明：在推力载荷很重且保持不变的条件下，控制流量且有效改善进流不均匀度对非定常力的抑制效果可能比增加叶片数更为理想。

图7.43　航速6 kn时NZG无轴泵喷推力和功率的非定常时频曲线

遵循上述思路，针对原进水流道管内流体存在两组明显对旋涡管，且流量略有下降后，流道进口卷吸对旋涡管相对更为严重的现象，期望通过迭代改变进水流道进口截面型线，获得局部改善泵喷进流条件的效果。在扁平潜器壳体的限制下，两次局部修改进水流道进口截面型线几何形状如图7.44所示，与NZG无轴泵喷装配后，分别称为NZG1和NZG2内置式无轴泵喷系统。其中，第二次改进进口截面是原流道与第一次改进进口截面的结合体，既保持了进口前缘宽度，以免影响流道径向上部区域的轴向速度分布，又加宽了进口尾缘近唇部区域的上、下侧区域，期望能完全抑制次对旋涡管，最大程度改善泵喷进流的不均匀程度。

图7.44　进水流道进口截面型线两次修改

定常模拟得到NZG1无轴泵喷和NZG2无轴泵喷在设计航速为12 kn时流道出口面的轴向速度分布、湍流速度脉动量分布以及流道内部涡量分布如图7.45所示。清晰可见，与第一次加宽流道进口相比，不仅流道径向上部区域（船仲部位）的轴向速度有所增加，而且流道径向下部区域（舷侧部位）近壁面处的轴向速度也有所增加，使得整个进流面除近壁面周向区域外，呈现出了近似均匀进流的特征，达到了预期改进设计效果。此外，流道进口截面流动卷吸诱导产生的对旋涡管，除前缘处诱导产生的主对旋涡管外，尾缘处诱导产生的次对旋涡管已经由第一次改进设计的抑制一半变为完全抑制，同时主对旋涡管的半径略有减小，使得进流面处的湍流速度脉动量分布同时拥有了原流道在径向上部区域和第一次改进流道在径向下部区域的优点，仅有主对旋涡管部位仍然存在少许湍动能集聚现象。可以预见，此时泵喷进流面处的不均匀度要略优于原流道。

图7.45　设计航速下NZG1和NZG2无轴泵喷进口面的特征流场分布

（a）NZG泵喷；（b）NZG1泵喷；（c）NZG2泵喷(www.xing528.com)

计算得到设计航速和巡曳航速下两次改进流道后无轴泵喷的推进性能以及泵流体动力性能如表7.18和表7.19所示，为方便比较，同时给出了仅改进泵喷叶型NZG泵喷的性能数据。可以看出，在设计航速下，无论是总推力、总功率、总推力效率还是转子推力，NZG2泵喷均十分接近NZG泵喷，泵本身的水力效率略有提升，伴随而来的是泵出口不均匀度略有减小。此时，内置双泵喷总推力约为49 kN，仅剩2%的安全余量，总功率约为573 kW，留下约4.5%的功率储备，在短时增加转速的试航区间内可以满足快速性指标。总推力效率约52%，满足设计输入要求。船体阻力相对于裸体阻力来说略有增加，但增幅小于5%，能够接受。泵效率约为82%，转子效率约为88%，均较原9叶泵喷下降1%。此时，泵喷转子（含集成电机转子环）的壁面压力分布如图7.46所示，可知NZG2泵喷的空化性能是介于NZG泵和NZG1泵两者之间的，仅从空化性能略优于NZG泵来看，进水流道进口截面型线的修改是值得肯定的。航速为6 kn时总推力约为12 kN，总功率约为72 kW，总推力效率仍维持在约52%。与第一次改进流道相比，泵效率有了少量提升，尽管泵效率变化很小，但流道出口不均匀度明显减小了，符合预期改进设计目标。因此，总体来看，在三次改进设计方案中，NZG2泵喷是最为具有控制低频线谱噪声潜力的方案，还能兼顾泵喷空化性能，可以初步选取为最终的改进方案。

表7.18　改进设计内置式无轴泵喷（含电机转子环和气隙）推进性能

表7.19　改进内置式无轴泵喷（包含电机转子环和气隙）过流通道流体流动性能

图7.46　航速为12 kn时伴流场中两次改进内置式无轴泵喷转子壁面压力

（a）NZG泵喷，无水深，系统单相流模拟；（b）NZG1泵喷，无水深，系统单相流模拟；（c）NZG2泵喷，无水深，系统单相流模拟

再次采用SAS模拟求取伴流场中内置式无轴泵喷单系统的非定常力，迭代时间步仍取为5×10-4s不变，计算得到航速为6 kn时无轴泵喷转子轴向推力和制动功率的时域和频域曲线如图7.47所示。可知，转子推力平均值为5.517 kN，功率平均值为35.657 kW，与内置式泵喷单系统定常计算结果之间的偏差同样小于1%。此时转子一阶轴向非定常力与时均力的比值为4.18‰，较原方案几乎减小了一半，对应一阶低频线谱噪声降低约2 dB，取得了来之不易的降噪效果。此时，单个转子叶片轴向力和侧向力的时域脉动曲线如图7.48所示，可见轴向力和侧向力两者的峰值曲线较为相似，与原9叶泵喷两者在相位上差别明显有所不同，既与进流面的次对旋涡管完全消失有关，也与单叶片载荷发生变化有关。

图7.47　航速为6 kn时NZG2内置式无轴泵喷单系统推力和功率脉动

图7.48　航速为6 kn时NZG2内置式无轴泵喷单系统中单转子叶片非定常力

再次采用非定常力紧致声源的经验公式估算方法，仍然取特征临界频率250 Hz、高于250 Hz按每倍频程下降10 dB处理，即可得到航速为6 kn时再次改进无轴泵喷的辐射噪声谱曲线。总体来看，在无轴泵喷推力载荷非常重且功率密度和大小尺寸严格限制的条件下，通过改变进水流道进口截面型线以及改变泵喷转子与定子叶片数的共同作用，以牺牲设计航速下总推力安全余量约5%且空化性能有所降低为代价，实现了巡曳航速下无轴泵喷一阶轴向非定常力与时均力的比值由7.29‰减小至4.18‰、叶频线谱噪声谱级降低2 dB、10 Hz～4 k Hz频带内总噪声降低约2 dB的降噪效果。需要注意的是，随着叶片数的增加，在叶片厚度保持不变的情况下，无论是泵喷整体的加工制造难度、成本还是重量，都会有所增加，而泵喷噪声量级并未发生明显改变，此时对于最终设计方案的选择就需要总体权衡、折中考虑。从上述降噪改进设计的趋势来看，最大程度减小泵喷进流的不均匀程度对于抑制泵喷低频线谱噪声幅值来说至关重要，这与最大程度提高内置式无轴泵喷进水流道的设计品质保持一致。据此可以推断，当潜器内置式双无轴泵喷推进方案改变为内置式单无轴泵喷推进方案，甚至是改为两舷侧外置式推进方案后，因泵喷进流几乎趋近于均匀进流条件，泵喷低频线谱噪声幅值将会进一步减小，值得探索。