0 引　言

喷水推进器相比于螺旋桨具有效率高、噪声低等优势，将喷水推进器作为水面舰艇的主要推进器是一个必然选择。喷水推进器与螺旋桨相比，二者在结构和工作原理上存在较大差异。图1所示为喷水推进器基本结构，它由进水流道、喷水推进泵、喷口和转向倒车装置4部分组成；喷水推进器进水流道既是船底吸入水流传输给喷水推进泵的流体流通通道，又是喷水推进器水下辐射噪声的传递通道；因此进水流道的性能不仅要包括水力性能还要包括声学性能；但现阶段喷水推进器选型时，基本不考虑进水流道的声传播特性。

本文以同一喷水推进泵所选用的3型不同流道为分析对象，在对比流道结构形状差异的基础上，首先分析了不同进水流道的水力性能，然后又分析了其声传播性能；此外，在对比不同流道声传播特性的基础上，分析了流道结构参数变化对声传播性能的影响，为流道的声学优化设计做出了初步探索。

1 进水流道性能评估方法 1.1 进水流道几何模型

进水流道的二维几何模型采用14个设计参数进行描述，如图2所示。图中参数D控制流道出口直径，h_j控制流道高度，L控制流道长度。这3个参数是控制流道宏观轮廓的整体参数，它们的大小直接决定了流道占船尾的空间位置 ^[1]。

以某型喷水推进泵选用的三型不同流道为对象，如图3所示，三型流道的出口直径均为155 mm，具体结构参数见表1。

由图2可知，为保证喷泵的均匀进流，每型流道在流道出口处均有一定长度的水平直管段，3型流道从流道进口到倾斜段的截面变化总体趋势也相同，但在圆弧段和倾斜段各型流道的截面变化不同。

本文主要针对圆弧段和倾斜段的截面面积变化进行针对性的分析。流道截面面积为通过流道中心线上某点做垂直于流道中心线的平面与流道壁面相交的截面面积。定义流道圆弧段出口处的中心线端点为起点，倾斜段进口中心线端点为终点，$ x $为从中心线起点到截面中心点的距离与整个中心线的长度之比，定义截面面积变化系数为：

$ \delta = \frac{{{s_x}}}{{{s_{\rm{out}}}}}。$

(1)

式中：S_x为某点处的截面面积，S_out为圆弧段出口面积。

图4所示为不同流道的截面面积变化曲线，由图可知，流道1、2的截面面积从圆弧段出口至倾斜段进口均是先减小后增大，而流道3的截面面积几乎不变。

1.2 水力性能评价指标

分别以流道出流不均匀度和流道效率评价流道的水力性能。流道出口流场流动不均匀度ξ的定义为^[2]：

$ \xi = \frac{1}{Q}\int\limits_{{\rm d}A} {\sqrt {{{({V_x} - \bar U)}^2}} {\rm d}A}。$

(2)

式中：Q为流道出口的流量；V_x为出口的轴向速度；$ \bar U $为出水口的平均轴向速度；dA为流道出口处的面元面积。不均匀度ξ越小，表示流道出流越均匀，流动性能越好。

流道效率是衡量进水流道对来流能量利用程度的物理量。流道效率的定义为流道出口面总能量与进流面总能量之比：

$ {\eta _{\rm{inlet}}} = \frac{{{E_2}}}{{{E_1}}}。$

(3)

式中：E₁、E₂分别为流道进流面和出口面的总能量，流道进出口面的总能量计算方法详见文献[3]。

1.3 声学性能评价指标

在评估推进器的水下辐射噪声大小时主要以测点的频带声压级或总声级为指标，首先以面平均声压级为指标衡量喷水推进泵脉动声源传至流道进出口截面的声压大小，然后以流道进出口截面的面平均声压级衰减量衡量其声学性能。面平均声压级定义见式(4)，面平均声压级衰减量（NR）见式(5)。

$ SP{L_{Area}} = 10\log (\sum\limits_{i = 1}^n {{{10}^{0.1SPL(i)}}} /n) ，$

(4)

$ NR = SP{L_{\rm{inlet}}} - SP{L_{\rm{outlet}}} 。$

(5)

式中：SPL(i)为i点频率声压级；n为流道进出口截面节点数；outlet、inlet为流道的声学出口和声学进口。

2 进水流道水力性能对比分析

进水流道是喷水推进泵的吸入装置，其水力性能优劣将直接影响到整个喷水推进器的推进性能。现有计算流体力学方法可以准确开展进水流道的优化设计和流场性能分析。喷水推进器各组成部件之间的流场会相互作用，相互影响；要精确地分析和研究进水流道水力性能，必须要将由进水流道、喷泵、喷口等部件组成的完整的喷水推进器进行求解^{[4 - 5]}。

以某型喷水推进器为分析对象，分析其船后尾流场中的流场特征。在进行喷水推进器流场数值模拟时，考虑到来流受航速、船底边界层等因素的影响，在进水流道下方设置一个较大区域模拟船底水流场，共同组成喷水推进器数值计算区域，即流场控制体，如图5(a)所示。整个流场计算区域分成2个部分：进水流道与船底水作为一个区域，喷泵（包括叶轮、导叶体和喷口）作为另一个区域。所有区域均采用六面体结构化网格离散。网格划分时，对流动变化剧烈区域如进水口唇部、弯管处、进流管道出口等位置进行网格加密以更好地模拟湍流，如图5(b)所示。

喷水推进器额定转速N₀条件下，CFD预报的喷水推进器功率P₀与实船试航条件下推进器吸收功率偏差小于2%（见表2）。这验证了基于CFD建立的数值模型在喷水推进器水力性能预报中的可信度。

利用相同计算流体力学方法分析了不同流道在同一设计工况下的水力性能，流道内的流线情况如图6所示（以1号流道为例）。以出流不均匀度和流道效率评价流道的水力性能，计算结果见表3。

由图6可知，流道内部没有漩涡出现，流道出口整流效果较好。由表3结果可知，1号流道的出流不均匀度最小，其次是3号流道；流道1的效率最低，2号流道和3号流道的效率几乎相同。单纯从水力性能的角度看，3号流道的设计是比较成功的。

3 进水流道声传播特性对比分析

喷水推进器进水流道作为大截面管路如何较为准确的评价其声学特性是研究的难点（大截面管路即管路直径与其长度之比不是足够小）。对大截面管路而言将出口边界设置为传统的流体介质特性阻抗边界已不再适用，声源亦不能用平面波进行模拟^{[6 - 7]}。

3.1 管道内声传播特性数值计算方法与校验

理想介质中小振幅的波动方程，如下式：

$ \frac{{{\partial ^2}p}}{{\partial {x^2}}} + \frac{{{\partial ^2}p}}{{\partial {y^2}}} + \frac{{{\partial ^2}p}}{{\partial {z^2}}} = \frac{1}{{{c^2}}}\frac{{{\partial ^2}p}}{{\partial {t^2}}}。$

(6)

式中：$ p $为声压；$ t $为时间；$ c $为声速。求解声波波动方程时，具体边界条件如下：

1）进口边界条件

在管路进口截面设置为声压边界$ p = {p_{\rm{inlet}}} $，$ {p_{\rm{inlet}}} $为进口边界声压分布。

2）刚性壁面边界条件

法向质点振动速度为0，即$ \dfrac{{\partial p}}{{\partial n}} = 0 $。

3）出口无反射边界条件

$ \dfrac{{\partial p}}{{\partial n}} + i\dfrac{{\rho \omega }}{{{z_{\rm{exit}}}}}p = 0 $，$ {z_{\rm{exit}}} = \rho c $为出口边界阻抗，对于平面波声源在细长管道中传播而言可以将管路真实出口设置为阻抗边界，对于球面波声源而言要在管道出口处建立足够大流体域并将流体域的外边界设置为阻抗边界。

管道内声传播的具体形式在数学上即为从式(6)出发，求解满足相应边界条件的解。

对大截面管道而言，声学有限元方法分析大截面管道的声传播特性，其中出口边界条件设置为自动匹配层（AML），AML的具体设置与使用方法见文献[8]。计算了某轴对称变截面管道（见图7）的声传播特性，结果如图8所示。

可知，变截面管道声传播计算结果同文献值基本吻合，仅在波峰和波谷附近误差稍大。

3.2 不同进水流道声传播特性的对比

采用3.1节中数值方法依次计算3型流道的声传播特性，并以流道进出口面平均声压级衰减量作为评价指标，如图9所示。可知，1号流道的声压衰减量的最小值为−2.51 dB ，对应频率为272 Hz；2号流道的声压衰减量的最小值为1.71 dB ，对应频率为282 Hz；3号流道声压衰减量的最小值为−2.81 dB，对应频率为162 Hz；在分析频段内1、2号流道的衰减量基本上均高于3号流道。由进出口截面的声压衰减量定义可知，声压衰减量越大越有利于降低经流道传播并向远场辐射的喷水推进器噪声。其次，声压衰减量的最小值对应频率越高越好。因为在声压衰减量的最小值处声波基本上没有衰减，甚至会被放大，频率越高喷水推进泵脉动声源传至流道进口（即喷泵进口）处的平均声压级越低，如果声压衰减量的最小值对应频率较高，该频率声波经流道传播时即使没有衰减也不会在流道进口处成为主要峰值。由此可知，仅从声压衰减量曲线上看，声学特性最好的是2号流道，最差的是3号流道。

4 流道结构参数对声传播特性影响分析

本节主要分析流道结构参数如高度、长度、截面变化趋势等对声传播特性的影响。为保证可比性，仅以流道的圆弧段和倾斜段为对象，并将所有流道的中心线设置为与3号流道的中心线相同，如图10所示。

4.1 流道长度对声传播特性的影响

以3号流道圆弧段和倾斜段为初始模型，然后在此流道的基础上保持流道高度和出口截面直径不变，仅改变流道的长度，使流道倾角由25.04°减小为20°，建立新的流道；将两流道的计算结果进行比较，如图11所示。

可以看出，流道长度增加对低频段的声压衰减量影响并不大；在中频段，增加流道长度后声压衰减量与增加前的声压衰减量均在某一值上下波动；在高频段，流道长度的增加对声压衰减量的影响较为明显，增加流道长度后声压衰减量明显增大。但由于推进器低频噪声是关注重点，且流道长度增加会提高流动损失，降低推进效率，因此进水流道设计时应控制流道长度。

4.2 进水流道高度对声传播特性的影响

与4.1节中研究流道长度对声传播特性影响的过程类似，首先在图10所示的等截面进水流道的基础上，保持流道长度和出口截面直径不变，仅改变流道的高度，使流道倾角由25.04°增加到30°，建立新的流道。两流道的计算结果如图12所示。

可以看出，在低频段，流道高度的增加对声压衰减量的影响比较明显，声压衰减量要比增加前大很多；在高频段，流道高度的增加也使声压衰减量明显增大；仅在中频段，流道高度的增加使得流道声压衰减量比增加前略低。基于上述计算结果，建议进水流道设计时可以适当提高进水流道高度，同时流道高度的增加亦会降低推进效率，二者应综合考虑。

4.3 增加倾斜段长度对流道声传播特性的影响

将图10所示的等截面流道沿中心线延长1倍距离，即增加倾斜段的长度，会同时改变进水流道的高度和长度。以此流道模型为研究对象，分析增加流道倾斜段的长度对进水流道声传播特性的影响，结果如图13所示。

可以看出，增加流道倾斜段长度整体上对流道声压衰减量没有太大影响，只是使2个声压衰减量突变点更低。这与4.1节中结论相吻合，增加管道长度无法提高管道声衰减效能。

4.4 流道截面变化对声传播特性的影响

以图10所示的等截面进水流道为基础，改变其截面面积使其具有和1号、2号进水流道相同的截面面积变化规律，然后分析不同流道对应的声传播特性，如图14所示。

可知，2号流道截面变化趋势对应的声传播特性最优，其次是1号流道，最差为3号流道。1号、2号流道的声传播特性在衰减量最小值对应频率以外相差不大。等截面管道在部分频率处声压衰减量相对变截面流道低2 dB左右，这点值得关注。因此在流道设计时如何设计好流道的截面形状变化不仅对流道的整流效果产生重要影响还会显著降低经进水流道的辐射噪声。

5 结　语

本文的主要目的是分析3型流道结构上的差异以及流道在水力性能和声传播特性上的区别，并针对流道结构参数变化对声传播特性的影响进行分析。从分析结果中可知：

1）从流道的圆弧段出口到倾斜段的进口，2型流道截面面积均呈现先减小后增大趋势，而3号流道的截面面积基本不变；从水力性能和声传播特性上讲，3号流道与1号、2号流道在水力性能上没有显著差异，说明流道截面参数变化对水力性能的影响较小。

2）根据流道长度、高度、截面变化等参数对流道声传播特性的影响可知，流道倾角对声传播特性影响较大；改变进水流道截面变化规律（先小后大），则流道的声压衰减量整体上要比等截面的流道大，建议选用变截面进水流道。