2024, Vol. 46
2. 江苏大学 流体机械工程技术研究中心，江苏 镇江 212013;
3. 江苏振华海科装备科技股份有限公司，江苏 泰州 225500
2. Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China;
3. Jiangsu Zhenhua Haike Equipment Technology Co., Ltd., Taizhou 225500, China
喷水推进是一种利用喷水推进泵产生的高速水流反作用力来推动船舶前进的推进方式，具有推进效率高、机动性能强、振动噪声小、空化性能好等优点，广泛应用于高性能舰船领域[1]。作为推进系统的核心，喷水推进泵直接影响着系统的推进性能和噪声性能[2]。
Roberts等[3]试验研究了进口边界层对喷水推进器的影响，指出进口边界层会减小喷水推进器的推力。罗灿等[4]数值模拟研究了不同流量下喷水推进泵的性能，指出小流量工况下喷水推进泵内存在明显的涡，水力损失大，但随着流量增大，泵内涡逐渐减小甚至消失。胡海鹏等[5]试验研究了不同转速下喷水推进泵的性能，指出最优效率随着转速的增大向大流量偏移，其峰值也随之增大，可通过调节转速使喷水推进泵始终在高效区运行。Yang等[6]数值模拟研究了叶顶间隙对喷水推进泵性能的影响，指出叶顶间隙会导致泄漏涡的产生，不利于泵的扬程和效率，建议设计尽可能小的叶顶间隙。李明慧等[7]数值模拟分析了不同转速和航速下喷水推进泵的内流场，指出航速越小、转速越高，推力就越高。孔东梅等[8]对比研究了额定转速与高转速下平面形、凸面形和凹面形喷口对喷水推进器性能的影响，指出各转速下平面形喷口喷水推进器的推力性能最佳。
王绍增等[9]对喷水推进器进水流道的进水口、格栅、出口直径和背部曲线进行了优化，优化后其航速和效率均有所提高。曹玉良等[10]通过减少流道过流面积、流道背部曲率和改变第二级导叶形状对喷水推进器进行了优化，使喷水推进器的推力性能得到改善。王小二等[11]为解决航速不足问题，对某高速巡逻艇的喷水推进泵进行了重新设计，使用贝塞尔曲线绘制了轴面线，同时增加了叶片数，使其效率和空化性能提高。Huang等[12]结合试验和数值模拟，以出流的不均匀性和垂直性及进水流道的效率为目标，对进水流道的几何参数进行了多目标优化，优化后的进水流道流出质量和水力效率大大提高。郝宗睿等[13]基于改进粒子群优化算法，以升阻比和压力分布为目标，对喷水推进泵的转子叶片进行了优化，有效提高了喷水推进泵的性能。陈杰等[14]基于整体敏感度分析方法对喷水推进泵的叶轮叶片进出口安放角进行了优化设计，指出叶轮出口安放角对其性能的影响较大，而进口安放角的影响则相对较小，优化后喷水推进泵效率提高。
目前对喷水推进泵的结构参数及其优化的研究工作，主要集中在其进水流道、叶轮叶片和导叶等方面，且重点关注喷水推进泵的水力性能。然而，对喷水推进泵喷嘴结构的研究仍较少，对喷嘴相关噪声性能的研究也有所欠缺。因此，采用DES-FEM耦合的方法对不同喷嘴导流片结构对喷水推进泵推力及噪声性能的影响进行了研究，为喷水推进泵的进一步设计和优化工作提供参考。
1 计算模型和设置 1.1 计算模型喷水推进泵的主要性能和结构参数如下：额定转速为1800 r/min、流量为80 m3/h、扬程为3.2 m、设计航速为30 kn，叶轮、导叶和喷嘴导流片叶片数分别为3、6和6。模型泵计算域包括如图1所示的各部件。其中，进水控制体的尺寸与喷水推进泵的叶轮进口直径有关，长度取进口直径的30倍，宽度取10倍，高度取8倍[15]。
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图 1 喷水推进泵计算域 Fig. 1 Computational domain of the water-jet pump |
喷水推进泵喷嘴主要包括进出口面、导流锥、导流片和外壳等部分。针对喷水推进泵喷嘴导流片结构，基于原方案1如图2 （a）所示，参考喷水推进泵优秀水力模型，另外提出了2种方案。方案2是将导流片径向高度减少为原来的0.8倍，如图2 （b）所示；方案3则是将导流片结构环绕导流锥布置，如图2 （c）所示。这2种方案均只改变导流片结构，保持其他结构不变。
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图 2 不同喷嘴导流片方案 Fig. 2 Different nozzle guide vane schemes |
采用六面体结构化网格对模型泵计算域进行网格划分，如图3所示，确保各部件网格质量大于0.3。为了保证计算结果准确的同时节省计算资源，划分了5套网格进行网格无关性检验。由表1可见，方案4和方案5的推力计算值相近，可忽略网格数对计算结果的影响。因此，选择网格方案4进行后续计算。
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图 3 喷水推进泵各部件网格 Fig. 3 Grid of each component of water-jet pump |
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表 1 网格无关性检验 Tab.1 Grid independence test |
进水控制体进口边界条件为速度进口，进水控制体出口边界条件为开放压力及方向，出口延长段出口边界条件为静压出口，壁面为无滑移壁面，采用标准壁面函数处理近壁区。基于RNG k-ε湍流模型[16]对推力性能进行定常计算，基于DES混合模型[17]进行非定常计算为后续噪声计算做准备，收敛精度均为10−4，叶轮每旋转1°进行一次计算，时间步长取9.26×10−5 s，共计算13个周期。
为保证声场网格与水体模型有较好的贴合性，声学网格尺寸需满足式（1）的要求。
| $ L \leqslant \frac{c}{{6{f_{\max }}}}。$ | (1) |
式中：L为单元网格长度，m；c为声音在声场介质中的传播速度，m/s；fmax为最高求解频率，Hz。
通过快速傅里叶变换将全流域时域声源信息转换为频域形式，映射到声学网格中。采用声学有限元法对喷水推进泵内流噪声进行数值计算，流体材料设置为水。声场网格的进、出口边界设置为声阻抗属性，其他壁面为全反射壁面。
采用声压级（Sound Pressure Level, SPL）表示噪声大小，其计算公式如下:
| $ SPL = 20 \cdot \lg \frac{p}{{{p_{{\mathrm{ref}}}}}}。$ | (2) |
式中，pref为标准声压，在水中取1×10−6 Pa。
1.5 试验验证由于试验条件限制，采用带有进水弯管的喷水推进泵模型对数值计算方法进行验证，试验所用喷水推进泵三维模型如图4所示，喷水推进泵试验测试系统和试验台如图5和图6所示。
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图 4 试验所用喷水推进泵模型 Fig. 4 Model of the water-jet pump for experiment |
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图 5 喷水推进泵测试系统图 Fig. 5 Test system of water-jet pump |
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图 6 喷水推进泵测试试验台 Fig. 6 Test rig of water-jet pump |
采用HDP500压力变送器采集进口压力，其精度为0.25%；采用MIK-P3000智能压力变送器采集出口压力，其精度为0.075%；采用HY6100型压力脉动传感器采集压力脉动信号，其精度为0.25%；采用RHSA-10型水听器测试内流噪声，其声压灵敏度为−210 dB，水平指向性为±2 dB，垂直指向性为±2.5 dB。监测点设置在距喷水推进泵出口法兰4倍管径处。
图7 （a）为试验与数值计算所得的扬程对比，数值计算所得的喷水推进泵流量-扬程曲线与试验结果较为接近，在设计流量下，数值模拟扬程为3.33 m，试验扬程为3.31 m，偏差为0.60%。因此，认为所用的内流数值计算方法基本可靠。图7 （b）～图7（d）为试验与数值计算所得的声压级幅值对比，两者总体变化趋势一致，叶轮叶频（90 Hz）和导叶叶频（180 Hz）处结果基本吻合，导叶叶频均为内流噪声主频，试验与模拟所得的主频处声压级幅值最大偏差为2.12%。因此，认为所用的内流噪声数值计算方法基本可靠。
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图 7 喷水推进泵试验与数值模拟结果对比 Fig. 7 Comparison between experimental and numerical results |
图8给出了不同方案下喷水推进泵推力、扭矩和流量的变化。相较于方案1，方案2和3中喷水推进泵的推力有所提高，其中方案2提高了0.61%，方案3提高了1.03%；喷水推进泵的流量也得到增大，且方案3增量大于方案2；喷水推进泵扭矩变化规律不同，方案2扭矩略微降低，而方案3有所提高。
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图 8 不同优化方案下推力-扭矩-流量变化 Fig. 8 Thrust-torque-flow characteristics under different schemes |
图9为不同方案下喷水推进泵内流噪声频域分布。图9 （a）所示为方案1声压级频谱中导叶叶频（Guide Vane Passing Frequency, GVPF）为主频，幅值为131.8 dB，叶轮叶频（Blade Passing Frequency, BPF）为次主频，噪声频域分布中存在叶轮叶频谐频。图9 （b）所示为方案2内流噪声频域分布中主频为导叶叶频，次主频为叶轮叶频，并分布着叶轮叶频谐频；声压级主频处幅值为128.6 dB，比方案1主频处幅值降低了3.2 dB；方案2高频段的噪声分布相较于方案1更为集中。图9 （c）所示为方案3内流噪声主频集中在叶轮叶频处，次主频为导叶叶频；主频虽从导叶叶频偏移至叶轮叶频处，但叶轮叶频与导叶叶频声压级幅值大小接近；同样分布着叶轮叶频谐频；声压级主频处幅值为129.1 dB，较方案1主频处幅值降低了2.7 dB。
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图 9 不同方案下内流噪声频域分布 Fig. 9 Frequency domain distribution of flow-induced noise under different schemes |
综上所述，喷嘴导流片结构对声压级幅值有一定影响，方案2和方案3声压级主频处幅值较方案1均有所下降，下降幅度分别为2.43%和2.05%。不同喷嘴导流片结构方案下，内流噪声主频为导叶叶频或叶轮叶频；内流诱导噪声主频虽发生偏移，但主频与次主频处声压级幅值差异较小；频谱中均存在叶轮叶频的谐频。
2.1.2 内流噪声总压级采用式（3）计算频域内的总声压级（Overall Sound Pressure Level, OSPL）。
| $ OSPL = 10 \cdot \lg \sum\limits_{f = {f_{\min }}}^{{f_{\max }}} {{{10}^{0.1 \cdot SPL\left( f \right)}}}。$ | (3) |
式中：fmin和fmax分别为计算的最低频率和最高频率，Hz。
图10为不同喷嘴导流片结构方案下，各频段噪声总声压级。如图10所示，在中低频段，方案2总声压级较方案1增大1.2 dB，方案3总声压级减小0.4 dB。在高频段，方案2总声压级较方案1增大4.8 dB，方案3总声压级减小2.9 dB。全频段下总声压级分布规律与中低频段一致，说明内流噪声能量主要集中在中低频段。从总声压级幅值来看，方案3各频段总声压级均有所下降，即具有方案3喷嘴导流片结构的喷水推进泵噪声性能更好。
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图 10 不同方案下各频段噪声总声压级 Fig. 10 Total sound pressure levels of noise in various frequency band under different schemes |
提出了减少喷嘴导流片径向高度（方案2）和导流片环绕导流锥分布（方案3）的2种喷嘴导流片结构方案，采用DES-FEM耦合的方法对不同喷嘴导流片方案下喷水推进泵的推力及噪声性能进行了研究，得到以下结论：
1）2种喷嘴导流片结构方案均增大了喷水推进泵的推力和流量；方案2喷水推进泵扭矩降低，而方案3扭矩增大。
2）喷嘴导流片结构影响声压级幅值，2种方案下喷水推进泵内流噪声主频处幅值均下降；方案2内流噪声主频仍为导叶叶频，而方案3主频由导叶叶频偏移至叶轮叶频处，导叶叶频转为次主频，但主频与次主频处声压级幅值差异较小；频谱中均存在叶轮叶频谐频。
3）内流噪声能量主要集中在中低频段；在各频段，方案2使喷水推进泵总声压级较原方案增大，而方案3降低了内流噪声总声压级，噪声性能更好。
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