0 引　言

水下航行体的推进器直接暴露在海水中，由于其旋转引起周围流场变化和压力波动，由此产生的辐射噪声是主要的噪声源之一。在推进器的辐射噪声中，低频噪声占据了主要成分，而且因为低频噪声衰减慢，所以传播距离远。故降低推进器的低频信号特征是提高水下航行器隐身性的重中之重。推进器的低频噪声可以分为低频线谱噪声和低频宽带噪声，其中低频线谱噪声是艇体尾流场在桨盘面上周向分布的不均匀导致螺旋桨的表面压力形成周期性变化引起的，而低频宽带噪声是艇体尾流场的湍流脉动导致螺旋桨表面压力的不规则脉动造成的。除了推进器自身的辐射噪声以外，螺旋桨（或转子）在艇体尾部非均匀流场工作时产生的非定常轴承力会通过轴系和支撑结构作用到艇体上，从而引起艇体尾部结构振动引发噪声。因此螺旋桨（或转子）盘面处流场的不均匀性是引发推进器低频噪声的主要原因。

分析推进器噪声产生的机理可知，降低转子盘面处流场的不均匀性是降低推进器低频噪声的主要途径。

本文针对一种新型的舵前轮缘泵喷推进器开展研究，这种新型的推进方式将推进器布置在舵前（见图1），其结构形式见图2。

由于该新型推进方式将推进器布置在舵前，所以可以避免舵尾流场的影响，使转子盘面处流场更均匀，从而有利于降噪。

该新型推进方式可以将电机转子安装在轮缘内、电机定子安装在导管内，通过推力轴承传递推力，实现轮缘驱动（见图2）。这种驱动方式可以取消常规的轴系，以减小艇体尾部结构振动产生的噪声。

由于该新型推进器的电机与导管一体化的布置形式，其电机的转子直径较大，在相同功率下转速可以很低，所以可以有效解决电机转速高所引起的辐射噪声大的问题。

同时该新型推进方式毂径比更大，可以采用更多的转子或定子叶数，布置更灵活，也有利于降噪。推进器的尾流加速作用还可以提高舵效。

本文研究的这种新型推进器的相关文献资料很少，但它也是在传统泵喷推进器上的改进，因此接下来主要讲泵喷推进器水动力及噪声预报方面的研究现状。刘占一等^[1]采用CFD方法对泵喷推进器的水动力性能进行预报，CFD的结果与试验结果相吻合。胡欲立等^[2]用 Fluent 软件对集成电机泵喷推进器的内流场进行了数值计算。Sang Jun Ahn 与 Oh Joon Kwon^[3-4]基于不可压缩 RANS 方程采用非结构化网格对带有转子顶部圆环的泵喷推进器进行了数值模拟。卢丁丁等^[5]采用改进的点源模型和边界元方法对泵喷推进器导管内转子的声场进行了研究, 并分析了导管对转子声场的影响。夏琨^[6]在对轮缘式泵喷推进器的水动力性能进行分析的基础上，对其噪声性能进行了计算，发现其噪声性能优于普通泵喷推进器。张凯等^[7]采用分块结构网格对泵喷推进器的敞水性能进行了模拟，发现采用前置定子有利于降低推进器的辐射噪声。

本文采用STAR-CCM+软件对安装在某型水下航行体上的舵前轮缘泵喷推进器和常规泵喷推进器的转子轴承力进行计算和对比，总结了舵前轮缘泵喷推进器的轴承力特性，为进一步开展舵前轮缘泵喷推进器的深入研究打下基础。

1 CFD原理 1.1 控制方程

不可压缩牛顿流体，需要满足连续性方程和动量守恒Navier-Stokes方程。

$ \frac{{\partial \mathop \rho \nolimits_m }}{{\partial t}} + \frac{{\partial \mathop u\nolimits_i }}{{\partial \mathop x\nolimits_i }} = 0，$

$ \frac{{\partial \left( {\rho \overline {\mathop u\nolimits_i } } \right)}}{{\partial t}} + \frac{{\partial \left( {\rho \overline {\mathop u\nolimits_i } \overline {\mathop u\nolimits_j } } \right)}}{{\partial \mathop x\nolimits_j }} = - \frac{{\partial \overline p }}{{\partial \mathop x\nolimits_i }} + \frac{\partial }{{\partial \mathop x\nolimits_j }}\left( {\mu \frac{{\partial \mathop u\nolimits_i }}{{\partial \mathop x\nolimits_j }} - \rho \overline {\mathop u\nolimits_i' \mathop u\nolimits_j' } } \right) + \mathop S\nolimits_j 。$

其中： $ \overline {\mathop u\nolimits_i } $ 和 $ \overline {\mathop u\nolimits_j } $ 为速度分量的时均值；ρ为流体密度；μ为动力粘度； $ \overline p $ 为静压的时均值。

1.2 湍流模型

SSTk-ω模型方程如下：

$ \frac{\partial }{{\partial t}}\left( {\rho k} \right) + \frac{\partial }{{\partial \mathop x\nolimits_i }}\left( {\rho k\mathop u\nolimits_i } \right) = \frac{\partial }{{\partial \mathop x\nolimits_j }}\left( {\mathop \varGamma \nolimits_k \frac{{\partial k}}{{\partial \mathop x\nolimits_j }}} \right) + \mathop G\nolimits_k - \mathop Y\nolimits_k + \mathop S\nolimits_k，$

$ \frac{\partial }{{\partial t}}\left( {\rho \omega } \right) + \frac{\partial }{{\partial \mathop x\nolimits_i }}\left( {\rho \omega \mathop u\nolimits_i } \right) = \frac{\partial }{{\partial \mathop x\nolimits_j }}\left( {\mathop \varGamma \nolimits_\omega \frac{{\partial k}}{{\partial \mathop x\nolimits_j }}} \right) + \mathop G\nolimits_\omega - \mathop Y\nolimits_\omega + \mathop S\nolimits_\omega 。$

其中， $ \mathop G\nolimits_k $ 为湍流动能的产生项； $ \mathop G\nolimits_\omega $ 由ω方程产生； $\mathop \varGamma \nolimits_k$ 和 $\mathop \varGamma \nolimits_\omega$ 表示k和ω的扩散率； $ \mathop Y\nolimits_k $ 和 $ \mathop Y\nolimits_\omega $ 为湍流流动产生的扩散项； $ \mathop S\nolimits_k $ 和 $ \mathop S\nolimits_\omega $ 由用户自定义。

本文采用的是建立在SSTk-ω模型基础上的DES模型，即在边界层内使用SSTk-ω模型，边界层外切换为LES模型。

2 水动力计算 2.1 计算对象

计算对象为分别采用舵前轮缘泵喷推进器和常规泵喷推进器的某型水下航行体（见图1），其中常规泵喷推进器为13叶前置定子和7叶转子。

2.2 网格划分 2.2.1 常规泵喷推进方式

设定圆柱形计算域速度入口到航行器首端距离为1倍艇长，压力出口到航行器尾端距离为2倍艇长，直径为14倍的平行中体直径（见图3）。

整个计算域由转子旋转域、定子和导管域及外域3个部分组成。为提高计算的准确性，分别采用O型block建立艇体的结构化网格和O型与H型block结合的方式建立舵及转子的结构化网格（见图4）。

2.2.2 舵前轮缘泵喷推进方式

除导管凹槽和转子的网格外，网格划分形式与常规泵喷推进方式基本相同（见图5）。

2.3 边界条件

进流边界面设为速度入口边界条件；远场边界面设定为对称面边界条件，湍流强度选为默认的1%；出流边界面设定为压力出口边界条件，取平均相对静压为0；航行器、导管和定子以及转子的表面设定为无滑移壁面。数值计算选取的湍流模型为基于SSTk-ω模型的DES模型。

2.4 求解方法

先用MRF方法进行定常流场的计算，等待计算结果收敛后，再采用定常解作为滑移网格计算的初始值，进行非定常计算。在非定常计算过程中，各方程求解均采用二阶迎风格式。张凯^[8]采用基于SSTk-ω模型的DES模型在不同时间步长下对与本文同型的常规泵喷推进器的转子梢部流动进行了计算，发现时间步长控制在每时间步旋转0.5^o以下即能满足数值计算要求。故本文设定时间步长为每时间步旋转0.5^o。为对2种推进器的轴承力进行对比分析，对比条件为航速相等，2种推进器总推力的时均值基本相同。

3 计算结果与讨论 3.1 网格无关性分析

为保证数值计算方法的可靠性，先采用不同网格数量和转子边界层厚度的网格模型对常规泵喷推进器进行水动力的计算，并对计算结果进行分析。由表1可以看出，采用表1中的网格模型进行数值计算，其结果相差不大，所以可以保证网格无关性。为减少运算量，最终采用网格总数最少的模型进行转子轴承力的计算。即外域网格数为404万，定子及导管域网格数为491万，转子网格数为271万的网格模型。轮缘泵喷推进器的网格划分方式也基本参考常规泵喷推进器。

3.2 舵对常规泵喷推进器流场及轴承力的影响分析 3.2.1 舵对常规泵喷推进器转子盘面流场的影响

因为常规泵喷推进器布置在舵后，转子盘面流场受到舵后尾流的影响较大，所以流场的不均匀程度较大。为具体分析舵对转子盘面流场的影响，分别在有舵和无舵情况下对常规泵喷推进器的转子盘面流场进行计算，计算结果如图6和图7所示。

由图6和图7可知，对于布置在舵后的常规泵喷推进器而言，舵的存在明显增加了转子盘面流场的不均匀性。

3.2.2 舵对常规泵喷推进器轴承力的影响

从3.2.1节可知舵后尾流会导致常规泵喷推进器转子盘面处流场的不均匀性明显增加，这种不均匀性的增加会使转子轴承力随之增大。

为了研究舵对常规泵喷推进器转子轴承力的影响，分别在有舵和无舵情况下对常规泵喷推进器转子的轴承力进行计算，其计算结果如图8所示。

由图8可知，对于布置在舵后的常规泵喷推进器而言，舵的存在明显增大了轴承力的幅值。另外，不管舵是否存在，横向轴承力的幅值都要明显大于轴向轴承力的幅值，因此横向轴承力是主要成分，控制泵喷推进器的轴承力应主要从横向轴承力着手。

3.3 舵前轮缘泵喷推进器轴承力分析

从3.2节可知，常规泵喷推进器的舵尾流会使转子盘面流场不均匀程度增大，从而导致轴承力幅值较大。

由于舵前轮缘泵喷推进器布置在舵前，转子盘面流场可以避免受到舵尾流的影响，故其流场分布更加均匀，有利于减小转子轴承力幅值。

就舵前轮缘泵喷推进器的定子和转子的相对位置而言，可以选择前置定子的布置方式，也可以选择后置定子的布置方式，转子可以有较多叶数。为了研究定子布置方式和转子叶数对轴承力的影响，对不同定子布置方式和不同转子叶数下的转子轴承力进行计算和对比分析，以便选取合适的舵前轮缘泵喷推进器参数设置。

为了研究舵前轮缘泵喷推进器的轴承力特性，在总推力的时均值与常规泵喷推进器基本相同的情况下对其轴承力进行计算，并对计算结果在时域和频域上进行分析。

3.3.1 前置定子

在舵前轮缘泵喷推进器的前置定子为13叶、转子分别为7叶和11叶时，对转子各方向的轴承力进行了计算，结果如图9和表2所示。

从图9的时域分析和表2的频域分析可以看出，采用前置定子的舵前轮缘泵喷推进器时，11叶转子的轴向轴承力幅值比7叶转子要小22.6％，而其横向轴承力幅值仅为7叶转子的8.5％。因此，采用前置定子的舵前轮缘泵喷推进器时，11叶转子为更好的方案。

3.3.2 后置定子

在舵前轮缘泵喷推进器的后置定子为13叶、转子分别为7叶和11叶时，对转子各方向的轴承力进行了计算，结果如图10和表3所示。

从图10的时域分析和表3的频域分析可以看出，采用后置定子的舵前轮缘泵喷推进器时，虽然11叶转子的轴向轴承力幅值略大于7叶转子，但横向轴承力幅值明显小于7叶转子。因此，采用后置定子的舵前轮缘泵喷推进器时，11叶转子仍然为更好的方案。

3.3.3 两种定子布置方式对比

由于2种定子布置方式中的11叶转子均为更好的方案，所以只需对2种定子布置方式中的11叶转子的轴承力进行对比（见表4）。

从表4的结果分析可知，11叶转子采用前置定子布置方式，其轴向轴承力幅值与采用后置定子布置方式相差不大，但横向轴承力幅值要小于后置定子布置方式。因此，采用前置定子、11叶转子为更好的方案。

3.3.4 舵前轮缘推进器与常规泵喷推进器的轴承力对比

将前置定子、11叶转子的舵前轮缘泵喷推进器与常规泵喷推进器的轴承力进行对比（见表5）。

从表5的结果分析可知，虽然舵前轮缘泵喷推进器转子的轴向轴承力幅值与常规泵喷推进器相差不大，但是其横向轴承力幅值比常规泵喷推进器有明显下降，仅为常规泵喷推进器横向轴承力幅值的10.6％。从表5还可以看出，在常规泵喷推进器各方向的轴承力中，横向轴承力占据了主要成分，而舵前轮缘泵喷推进器转子的横向轴承力幅值比常规泵喷推进器有显著降低，因此采用舵前轮缘泵喷推进器可以有效减小轴承力，从而有利于降低艇体尾部的结构振动噪声。

4 结　语

本文采用结构化网格和基于SSTk-ω模型的DES模型分别对常规泵喷推进器和舵前轮缘泵喷推进器的非定常水动力进行了计算，通过分析和总结得出以下结论：

1）置于舵后的常规泵喷推进器的转子盘面的流场由于受到舵尾流的影响而变得不均匀，其转子轴承力也因此变大，不利于降噪。

2）舵前轮缘泵喷推进器能有效减小轴承力，其有利于降低推进器引发的噪声。

3）本文的研究结果可为进一步研究如何降低泵喷推进器的噪声作参考。