喷水推进具有机动性强、操纵性好、抗空化能力强、振动噪声小、高航速时推进效率高等优点，目前广泛应用于高速高性能船舶[1-3]，并且其噪声特性已成为船舶声隐蔽性研究的重点．流动诱导噪声是喷水推进泵的主要噪声，主要源于动静干涉、湍流脉动、流动分离等不稳定流动现象[4]，开展其流动诱导噪声研究对提高舰船隐身性能有重要意义．喷水推进泵进水流道的作用是将流体从进水控制体输送至叶轮进口．由于存在不稳定流动和流动分离等现象，因此喷水推进泵系统约有7%~9%的能量用于克服传统圆管式进水流道内部的各项损失[5]．性能优越的进水流道可减少能量损失，提高进流均匀度，提升喷泵水力性能，故进水流道结构成为影响喷泵性能的关键部件之一[6]．文献[7]发现喷泵吸入口处在非均匀进流条件下会有明显涡流畸变，导致扬程下降．文献[8]发现非均匀进流会在进水流道和喷嘴中引起巨大能量损失，喷嘴叶片后缘附近存在明显流动分离．文献[9]发现进水流道管径对出口流场的均匀度和叶片的汽蚀等影响较大．文献[10]基于响应面法，通过改变进水流道倾斜角等参数进行了多目标优化．文献[11]分析了喷泵全流域模型的脉动噪声，指出减小其压力脉动和进流不均匀度有助于降低噪声．文献[12]分析了进水流道的声传播特性，解释了进水流道进出口截面声压峰值频率产生偏移的现象．文献[13]研究发现非均匀进流时低压区易发生空化，从而加剧叶轮和导叶的非稳定力，诱发振动和噪声．综上可知，目前研究者关注较多的是喷水推进泵的进流均匀度问题及其对推力、效率、空化和噪声等性能的影响，有关进水流道结构参数对喷水推进泵噪声特性影响的研究还未见报道．为此，在结合试验验证的基础上，基于分离涡混合模拟和声学有限元方法建立了喷水推进泵流动诱导噪声数值计算方法；以进水流道倾斜直管的倾斜角α、唇部圆角半径R2、纵向总长L、过渡弯管半径R3及进水口形状为优化参数，以水动力性能、压力脉动特性和流动诱导噪声特性为优化效果评价指标，对进水流道进行了组合优化，得到了最优方案，为通过优化进水流道的方式降低喷水推进泵噪声提供了参考．1 数值计算模型与及方法1.1　数值计算模型及网格划分研究对象为一轴流式喷水推进泵，主要几何参数如下：叶轮直径为150 mm；叶片数量为3；导叶直径为150 mm；叶片数量为6；喷管出口直径为80 mm；导流叶片数量为6．设计航速vs=15.4 m/s(流量约为50 kg/s)，额定转速n=1 800 r/min，设计推力为1 600 N．图1为喷水推进泵计算域水体模型，过流部件主要包括进水流道、叶轮、导叶、喷嘴和出口直管．其中，进水控制体的几何尺寸中的长度、宽度和高度分别是推进泵叶轮进口直径的30倍、10倍和8倍[14]．10.13245/j.hust.240752.F001图1喷水推进泵计算域水体数值模拟结果容易受到网格质量和数量的影响[15]，对喷水推进泵计算域划分5套网格进行网格无关性检验，保证网格质量全部在0.4以上，以定常推力预测值作为检验标准．方案4网格如图2所示．各部分水体网格信息如表1所示．10.13245/j.hust.240752.F002图2方案2网格示意图10.13245/j.hust.240752.T001表1网格无关性验证方案网格数/105总网格数/106推力/kN叶轮水体导叶水体喷嘴水体进水流道水体出口延长段水体进水控制体14.339 144.068 000.807 620.746 558.422 055.524 942.390 8301.626 8227.086 546.688 800.807 620.746 558.422 0510.918 003.466 9561.611 0338.105 6712.939 540.807 620.746 558.422 0512.858 864.388 0291.611 17检验结果表明：在网格方案4中总网格数达到3.466 956×106之后，喷水推进泵的定常推力预测值基本不变．考虑计算时间与精度，选择该网格方案进一步计算．1.2　数值计算方法流场数值计算采用多重参考系，叶轮水体设置为旋转域，其余部件水体设置为静止域．各部件水体壁面均为无滑移壁面，近壁区采用标准壁面函数进行处理．静止部件之间为静-静交界面，动静部件之间采用动-静交界面，其中定常计算选择冻结转子交界面，非定常计算中选择瞬态动-静交界面．定常计算采用RNG k-ε湍流模型，非定常计算采用分离涡(detached eddy simulation，DES)混合模型，收敛判据选择残差均方根并设置为1×10-4．当进行模拟计算时，设置流速进口、喷嘴出口边界为静压出口，控制体出口边界设置为自由出流．为保证流场计算得到的非定常信号满足后续噪声计算的信号完整度及分辨率要求，设置叶轮旋转1°计算一次即时间步长为9.259 3×10-5 s，共计算13个旋转周期，总时间为0.433 33 s．输出叶轮的旋转偶极子和导叶的固定偶极子声源数据，进行后续流动诱导噪声计算．当进行喷水推进泵流动诱导噪声数值计算时，提取流场计算中叶轮与导叶部件的瞬态压力脉动信号，将信号进行快速傅里叶变换并映射到模型的声学网格中．采用声学有限元方法对喷水推进泵的流动诱导噪声进行模拟计算．在声学计算设置中，流体材料选择水，特性声阻抗为Z=ρc=1.5×106 kg/(m2∙s)，其中：ρ为水的密度；c为水中的声速．喷水推进泵各部件表面设置为全反射壁面，定义进出口边界为声阻抗属性．在距喷水推进泵出口法兰4倍管径处设置流动诱导噪声监测点．2 试验装置及方案2.1　试验对象及装置受试验条件限制，采用如图3所示的弯管进流模型进行试验(试验流量为Qd=22 kg/s)，用于数值计算结果的验证．10.13245/j.hust.240752.F003图3弯管进流模型试验台如图4所示，试验装置主要由喷水推进泵、电机、进出口管路、稳压罐、阀门及试验测试系统等部分组成．系统中的稳压罐保证喷水推进泵进口压力的稳定，阀门用于推进泵的运行工况调节．10.13245/j.hust.240752.F004图4 喷水推进泵试验台 1—电机；2—扭矩仪；3—叶轮；4—导叶；5—喷嘴；6—出口测压孔；7—进口测压孔；8—电动阀；9—汽蚀罐；10—电动阀；11—流量计；12—稳压罐；13—增压泵． 试验测试系统包括能量性能测试系统、压力脉动和流动诱导噪声测试系统、高性能数据采集系统等组成．其中：进出口压力变送器分别布置在距离泵进出口法兰2倍管径处；压力脉动传感器布置在距喷水推进泵出口法兰2倍管径处；水听器布置在距泵出口法兰4倍管径处．水听器基本参数如下：声压灵敏度为-210 dB；工作频率为20~120 kHz；水平指向性为±2 dB；垂直指向性为±2.5 dB．2.2　试验方案在额定转速下进行能量性能试验，调节流量Q范围为0.1Qd~1.3Qd，每次调节幅度为0.1Qd，共采集13个不同流量工况下的能量性能数据．在额定转速下进行流动诱导噪声试验，通过调节出口管路阀门开度来调节流量．在1.0Qd流量工况处，使用水听器采集距喷水推进泵出口法兰4倍管径处的流动诱导噪声信号．3 数值计算结果验证3.1　能量性能验证图5为额定转速时数值计算结果与试验结果的流量Q与扬程Hp的曲线对比．从图5可看出：通过数值计算与试验两种方法得到的流量-扬程性能曲线变化趋势基本一致，扬程均随着流量的增大逐渐降低．在设计流量工况下，试验扬程为3.31 m，数值模拟扬程为3.33 m，数值计算结果与试验结果偏差为0.60%，所有工况点平均偏差约为4.73%，结果较为符合，满足计算精度要求．10.13245/j.hust.240752.F005图5模拟值和试验值的曲线对比3.2　流动诱导噪声特性验证图6为1.0Qd(22 kg/s)流量工况下，喷水推进泵出口处流动诱导噪声声压级(sound pressure level，SPL)的数值计算结果与试验结果对比，图中：BSPL为声压级；f为频率．10.13245/j.hust.240752.F006图6流动诱导噪声模拟值和试验值对比从图6可看出：数值计算结果与试验结果在0~1 000 Hz内变化趋势基本一致，主频为导叶叶频，并且在叶轮叶频(90 Hz)处及导叶叶频(180 Hz)处的结果较为符合．在流动诱导噪声主频处，流动噪声声压级试验幅值为126.34 dB，而声压级模拟计算幅值为126.42 dB，偏差约为0.06%，数值计算结果与试验结果非常接近，满足计算精度要求．4 进水流道几何结构及优化图7给出了描述进水流道几何结构的主要几何参数，图中：D为出流直径；H为出流口中心高度；L为纵向总长；L1为水平直管段长度；d为旋转轴直径；α为倾斜直管的倾斜角；R1为圆弧弯管半径；R2为唇部圆角半径；R3为过渡弯管半径．10.13245/j.hust.240752.F007图7进水流道主要几何结构在进水流道各参数中，受喷水推进泵进口直径和船艉空间限制，参数D，H，L1，d及R1均已在船舶设计过程中基本确定．α会影响流道长度出口均匀性，对流道性能影响较大，R2，L和R3决定流道进口形状和尺寸，对进流影响很大，参考现有优化设计经验[16]，重新设计α，R2，L和R3，从而优化进流状态，最终达到优化水力性能和噪声性能的目的．共设计了2个组合优化方案，分别为I1和I2，原方案I0和及各优化方案具体参数见表2．各方案的结构外形如图8所示．10.13245/j.hust.240752.T002表2不同优化方案的几何参数方案α/(°)R2/mmL/mmR3/mmI0320510470I1302556510I228358355010.13245/j.hust.240752.F008图8各方案结构外形5 数值计算结果分析对原方案及各优化方案进行数值计算和分析．当进行流场计算时，压力脉动监测点设置在泵出口2倍管径处；当进行流动诱导噪声计算时，流动诱导噪声监测点设置在泵出口4倍管径处．5.1　水动力性能分析表3为各优化方案下喷水推进泵推力、扭矩和流量特性变化．由表3可知：优化方案I1提高了喷水推进泵的推力，幅度约为0.103%，I2则使推力下降了约4.8%和5.7%．优化方案I1使推进泵流量有所降低，而I2的流量较原方案I0均增大．扭矩变化趋势与流量变化趋势相反，优化方案I1的扭矩较原方案I0提高了约7.7%，I2的扭矩低于原方案I0．相较于原方案I0，优化方案I1的效率上升约0.62%，I2使效率下降约15.20%．综上可知，优化方案I1能够提高喷水推进泵的水动力性能．10.13245/j.hust.240752.T003表3不同优化方案下水动力性能变化方案推力/kN扭矩/J流量/(kg∙s-1)I01.634 434.8749.37I11.651 225.2548.82I21.651 224.5951.875.2　压力脉动特性分析表4为喷水推进泵不同优化方案下压力脉动频域分布的主频和次主频及其压力脉动有效值Cp1(主频)和Cp2(次主频)．由表4可知：原方案I0下压力脉动主频为叶轮叶频(90 Hz)，次主频为轴频(30 Hz)．优化方案I1的主频和次主频不变，但压力脉动幅值较原方案I0下降．优化方案I2出口处压力脉动主频变为轴频，并在72 Hz处出现异常幅值，未见叶轮叶频特征频率，压力脉动幅值较原方案上升，说明优化方案I2使喷水推进泵内流紊乱程度加剧．10.13245/j.hust.240752.T004表4不同优化方案下压力脉动频域分布方案主频Cp1次主频Cp2I0叶轮叶频0.084轴频0.026I1叶轮叶频0.052轴频0.015I2轴频0.13872 Hz0.049综上所述可知：优化方案I1改善了压力脉动特性，使得压力脉动幅值较原方案I0有所下降，且主频均为叶轮叶频，与原方案I0一致；优化方案I2使得泵内流更为不稳定，且脉动幅值较高．5.3　流动诱导噪声特性分析图9为喷水推进泵在不同优化方案下的流动诱导噪声频域分布图．从图9(a)可看出：原方案I0的噪声主频为导叶叶频(DPF)，其声压级幅值为131.8 dB；次主频为叶轮叶频(BPF)，其声压级幅值为124.6 dB．噪声频域分布图中出现叶轮叶频的倍频特征频率(n BPF)．在图9(b)中，优化方案I1的噪声主频为叶轮叶频，其声压级幅值为130.0 dB，较原方案I0下降1.8 dB，下降幅度约为1.37%，次主频为导叶叶频，其声压级幅值为123.8 dB．优化方案I1流动诱导噪声声压级在叶轮叶频的倍频处出现明显峰值，且随着频率的增大，声压级幅值呈现下降的趋势．在图9(c)中，优化方案I2的噪声主频为导叶叶频，其声压级幅值为125.2 dB，较原方案I0下降6.6 dB，下降幅度约为5.04%，次主频为叶轮叶频，其声压级幅值为124.3 dB．10.13245/j.hust.240752.F009图9不同优化方案下流动诱导噪声频域分布虽然优化方案I2的主频处声压级幅值下降较多，但是低频段(10~100 Hz)整体声压级幅值上升明显，说明优化方案I2内部不稳定流动对流动诱导噪声影响加剧．在中高频段(100~3 000 Hz)，声压级曲线分布着叶轮叶频倍频特征频率，但曲线整体存在无规则波动，部分特征频率逐渐淹没在曲线波动中．综上所述，流动诱导噪声主频为叶轮叶频或导叶叶频，但主频与次主频声压级幅值相差不大．优化方案I1和I2主频处声压级幅值均下降，叶轮叶频、导叶叶频及叶轮叶频倍频特征频率明显．优化方案I2虽然主频处声压级幅值下降明显，但是低频段整体声压级幅值较高，且声压曲线出现无规律波动，逐渐淹没部分特征频率．综合流动诱导噪声频域分析可知，优化方案I1的优化效果最好．表5展示了喷水推进泵在不同方案下各频段流动诱导噪声总声压级(OSPL)．在中低频段(10~1 000 Hz)，优化方案I1的总声压级较原方案I0下降1 dB，I2则提高4.1 dB；全频段(10~3 000 Hz)的总声压级变化与中低频段一致．在高频段(1 000~3 000 Hz)，优化方案I1和I2的总声压级均有所下降，其中I1的总声压级下降3.5 dB，较原方案I0降幅最大，达到3.67%．由此可见：优化方案I1在中低频段和高频段的总声压级均下降，且在高频段降幅最大；从总声压级角度来看，优化方案I1的优化效果最好．10.13245/j.hust.240752.T005表5不同优化方案下各频域总声压级频段/Hz总声压级/dBI0I1I210~1 000135.7134.7139.81 000~3 00095.491.992.510~3 000135.7134.7139.8综合水动力性能、压力脉动特性和流动诱导噪声特性分析结果可知，优化方案I1为最优方案．6 结论a．最优方案提高了喷水推进泵的水动力性能，分别使推力和扭矩提高了约0.103%和7.7%．b．最优方案降低了喷水推进泵的整体压力脉动幅值，且主频均为叶轮叶频，与原方案一致．c．最优方案下流动诱导噪声主频仍为叶轮叶频，主频处声压级幅值较原方案主频处下降1.8 dB，下降幅度约为1.37%；最优方案使全频段和中低频段的总声压级均下降1 dB，使高频段的总声压级下降3.5 dB，较原方案降幅达到3.67%．