水下高速排气过程广泛存在于柴油机等水下热动力推进装置中，该过程伴随着高强度的水下排气噪声^[1-2]. 这些噪声不仅会干扰水下资源开发过程中的声响探测与通信工作，还会影响工作人员的生理、心理健康，大大降低水下资源的开发效率，甚至会对水中生物的交流、繁殖和生存带来干扰，从而对水下生态环境带来严重影响^[3]. 研发行之有效的水下排气降噪技术，对水下资源的开发和水体环境的保护具有重大意义.

水下排气辐射噪声机理研究是排气噪声控制的基础. Gavigan等^[4-6]在研究中指出，射流气团的反复破碎是射流排气辐射噪声的主要成因，且孔径和湍流程度的增大均会增加噪声强度. Chen等^[7]研究表明，气泡聚并和破碎是水下射流噪声的主要成因之一，且管径和喷射速度分别是低、高气速下影响噪声强度的主要因素. Linck等^[8-11]指出喷管结构也会影响射流噪声，并认为这可能是不同截面形状造成射流初生时相间接触面积的差异，从而影响气液间剪切作用引起的. 郝宗睿等^[12-14]研究发现增大气速和孔径均会导致更为强烈的排气噪声. 苗天丞^[1]指出由颈缩现象激发的低频气泡噪声是水下射流噪声的主要组成部分，增大气体流量会提高颈缩频率同时增大噪声强度. 以上研究表明，水下高速排气过程辐射噪声以气泡噪声和两相边界噪声为主，且噪声受排气参数（气体参数和装置参数）的影响，通过调节排气参数可以实现水下排气噪声控制.

有关水下排气噪声控制的研究多围绕军用设备展开，因此公开发表的资料相对较少. 研究早期，相关工作主要是对空气消声器结合喷水冷却方式的探索性研究. 张建华等^[15]在柴油机排气管路上加装抗式消声器和引射器取得一定的降噪效果. 俞强等^[16]在传统废气冷却的基础上引入喷水冷却，并对其降噪效果的影响进行初步研究. Norwood等^[17]发现当喷水冷却水的体积分数达10%时，喷水冷却降噪效果在10 dB左右. 张文平等^[18]结合抗性、阻性消声器设计出复合消声器，并取得了较好的降噪效果. 研究中期，消声器和喷水冷却的降噪方式逐渐成熟，这一阶段的工作多是对已有结构降噪效果的研究和优化，如钱卫忠等^[19-23]就使用理论分析或数值模拟仿真的方式对水下排气冷却消声器的结构和性能进行不同程度的改进. 近年来，有学者在上述结构的基础上提出基于排气喷嘴结构优化的降噪方式. 郝宗睿等^[13]指出用多个小孔径喷嘴替代单个大喷嘴排气可以降低水下排气噪声声压级（sound pressure level，SPL）. Bie等^[10]研究发现相比圆形、矩形和三角形喷嘴，椭圆喷嘴具有最低的排气噪声，且尺寸越小排气噪声越低. 苗天丞等^{[1, 24]}设计了可以显著降低中低频噪声的波瓣喷管，并通过实验验证了多孔排气在降噪上的优越性.

从上述研究进展可以看出，现有相对成熟的水下排气降噪方式主要是消声器和喷水冷却的结合. 这种方式主要依赖增加声波传递阻力、缓解上游气体湍动、降低气速控制排气噪声，可以有效降低上游气体噪声，但对下游由气泡振动或两相边界气体湍动诱发的气泡噪声和边界噪声的缓解有限，而这部分噪声是排气噪声的主要组成部分. 当然，近几年的少数研究也逐渐开始关注这一部分噪声的直接控制，并且针对性地提出了不少有益的喷嘴结构优化方案，但其降噪效果有限^{[1, 3]}. 本文在这些研究的基础上，从排气噪声组成和机理出发，重点关注排气下游气泡噪声、边界噪声削弱，结合低速排气气泡流的声音特性，提出复合水下排气降噪方法有效降低水下排气噪声；设计相应的水下排气降噪装置. 通过对装置的降噪特性展开实验研究，分析该装置的降噪效果及其随气体流量和装置结构的变化规律，为进一步降低水下排气噪声提供新的思路.

水下排气过程所辐射的噪声主要包含气泡噪声、边界噪声和单相排气噪声，其中占据频域中低频段（10~1 250 Hz）的气泡噪声是其主导成分，位于中频段（250~1 250 Hz）的边界噪声次之，位于高频段（1 250~3 000 Hz）的单相排气噪声最弱. 气泡噪声由排气过程中气体射流周期性的颈缩、膨胀行为激励气泡振荡产生，其强度和频率均受气体流量和管口直径影响. 气泡噪声的强度由颈缩时气泡内的压力决定，气体流量越大，泡内压力越大，噪声强度也越强，而管口直径对噪声强度基本没有影响. 在相同的声源强度下，气泡噪声频率也会影响测量到的气泡噪声强度. 对于水中同一声源在同一时刻所辐射的相同强度不同频率的声信号，由于高频信号在水中的衰减速度快于低频信号，在同一位置检测到的低频信号强度强于高频信号，即气泡频率越低，所检测到的气泡噪声强度越强. 在排气过程中，气体流量和管口直径通过影响生成气泡的尺寸影响气泡噪声的频率. 根据Minnaert公式，气泡固有频率

(1) ${f_0} = \frac{{\rm{1}}}{{2\text{π}{R_0}}}\sqrt {\frac{{{\rm{3}}\gamma {P_0}}}{\rho }} .$

式中：R₀为气泡半径，γ是气体比热比，P₀为绝对液体压力，ρ为液体密度；显然气泡固有频率f₀∝1/R₀. 气体流量和管口直径越大，气泡的尺寸越大，相应的气泡频率也就越低，同一位置检测到的气泡噪声强度也就越强. 边界噪声由气液两相边界气体湍流和边界破碎过程产生，其强度与气体流速有着较大的关联，气速越大，边界噪声的强度越大. 单相气体噪声主要受到上游气体管路的影响，但降低出口管径在一定程度上也可以减弱高频噪声.

根据水下排气辐射噪声机理，从降低气泡噪声强度、边界噪声以及增加声波传递阻力出发，设计水下排气降噪装置. 实际应用场景中排气流量往往难以改变，因此降低气泡噪声主要依赖提高气泡频率，即减小气泡尺寸来实现. 在降噪装置的设计上，综合考虑频率提高和面积占用，使用5个管壁上具有30个2 mm小孔的多孔管替代大孔径（12 mm）排气圆管，结合降低气速和减小孔径方法，将破碎、聚并多发的排气气流转化为稳定、离散气泡流，提高气泡流频率，从而加速气泡噪声的衰减。结合工程经验，设计小孔和多孔管的间距均大于其直径的4倍，以免排气气泡流之间的相互干扰. 通过降低气速以及增大气液两相接触面积减弱边界噪声. 设计的多小孔排气方式一方面增加了流通截面积，可以将排气气速降至原来的24%；另一方面可以将孔口周长增大24倍，使得气液两相接触面积大大增加。在气泡上升途中设置纱网层，使排气气泡流在垂直流动方向充分展开，气液两相充分接触；排气层和纱网层综合作用，两相界面气体湍动和相界面破碎情况得到缓解，中频边界噪声减弱. 在设计上，增加声波传递阻力主要通过在装置内壁面粘贴消声棉及增设具有遮挡作用的挡板层实现.

依据上述原理和思路设计的水下排气降噪装置如图1所示. 装置整体外形为420 mm×420 mm×520 mm的长方体，主要包括排气层、挡板层和纱网层3部分结构，装置相邻层采用搭扣和橡胶垫片密封连接. 如图2所示， 排气层由依次连通的进气管、缓冲气室、多孔管和排气消声腔组成，其中多孔管正下方开有150个直径为2 mm的圆形孔，以便多股来流气体低速排入水中。如图3所示，挡板层整体为上下贯通的方形框架，框架中部固定有一层挡板，挡板上设有多个条形孔，供气体上浮到达纱网层. 条形孔位置的设置以不干扰气泡上升为原则，以免诱发新的噪声源. 纱网层的外形也是上下贯通的方形框架，其顶面固定有一层纱网，纱网孔径为2 mm，使排气气泡流在垂直流动方向充分展开从而和液相充分接触.

在降噪装置工作时，上游气体经排气层两侧的进气管进入2个气体缓冲室，经短时间缓冲后流入多孔管，并从多孔管上的小孔流入充满水的排气消声腔内. 由于多孔管上小孔总周长和总流通面积均大于上游气体管路，气液两相接触面积增大、气体流速降低，相间气体湍动减弱，由此产生的边界噪声强度也相应降低. 容易发生破碎、聚并的单股高速气流转变为多股低速小气泡流，气泡流振荡的激励源减少，气泡固有频率增加，气泡流辐射的声信号更易在水中衰减，噪声强度降低. 排气消声腔内壁贴有消声棉，可阻碍噪声向外传播；从多孔管排出的大量气泡，经挡板层上的条形孔上升，到达纱网层后被纱网拦截，沿垂直流向展开，气相与液相充分接触，降低在气泡上升过程中气液两相边界剪切作用引起的边界噪声. 总的来说，降噪装置通过降低噪声强度、提高噪声频率、阻碍噪声传播以降低水下排气过程向外辐射的噪声强度.

降噪特性实验系统如图4所示，整个系统主要由供气装置、水下排气装置、信息采集与存储装置3部分组成. 实验工质为自来水和压缩空气.

供气装置提供满足实验要求的稳定气源. 实验前，空压机压缩空气并以一定压强（0.6 MPa）储存在气罐中. 实验时，空气从气罐流出，经气源处理元件滤水滤油后，分别由减压阀和节流阀调节至指定压力和流量. 气压测量采用Y40BF压力表，量程0~0.25 MPa，最小刻度0.01 MPa；气体流量和温度测量采用SIARGO MF5712系列气体质量流量计，量程0~200 L/min，精度0.01 L/min，通径12 mm. 水下排气装置包括水箱和排气设备. 水箱为3.0 m×1.5 m×1.5 m薄壁长方体容器，实验时箱内填充1 m深自来水. 为了验证装置的降噪效果，使用内径与主管路（12 mm）相同的圆管作为对照组. 信息采集与存储装置包括传感器、信号放大器、信号采集仪和计算机. 声信号的采集选用3个Reson TC4013水听器，工作频率1 Hz~170 kHz，接收灵敏度211±13 dB，工作深度700 m，布置方式如图5所示. 水听器采集到的声压信号先经Econ前置信号放大器放大，再由Econ数据采集分析仪转换为数字信号并存储到计算机中. 实验时，气体经排气装置排出并向外辐射声信号，信息采集系统采集并存储声信号，采样频率20 480 Hz，采样时间20 s，同一工况下采集3组. 将状态相同的气体以不同流量分别经降噪装置和水平圆管在水下排出，研究装置的降噪特性及气体流量对降噪特性的影响规律，实验排气参数见表1. 表中，T为气体温度，P为气体压强，Q为设计流量，v为主管路气速. 改变装置结构研究结构对降噪装置降噪效果的影响，实验涉及的装置结构见表2. 表中，4种结构分别命名为M、M1、M2和M3，M表示装置包含排气层、挡板层和纱网层，M1包含排气层和挡板层，M2包含排气层和挡板层，M3则仅包含排气层.

为了获取全面、有效的声场信息，在每个工况下均采集4个不同位置的声信号，分别记为S1、S2、S3和S4，这些声信号所包含的信息可能是重复的，因此需要进行处理以提取可有效表征该工况的信号和参数. 水下排气过程须关注排气噪声强度及其在各频段的分布. 对同一工况下的4个声信号，首先结合背景噪声特征对信号滤波，去除干扰成分. 其次对信号进行时频特征分析，筛选出特征声信号. 假如4个信号的时、频域特征相似，则认为强度最大的信号为该工况的特征声；假如4个信号时、频域特征差异较大，但其中某一信号在全频段强度强于其他信号，则该信号为该工况的特征声，反之4个信号均为该工况的特征声. 最后，对筛选出的特征声进行频域分段，提取合理参数对排气噪声强度及其在各频段的分布进行表征. 对于具有多个特征声的工况，采用所有特征声参数的最大值作为该工况的特征参数. 声信号处理与分析的整体思路如图6所示.

采集到的声信号存在高强度的电磁干扰（50 Hz及其倍频成分），因此首先采用陷波滤波器过滤信号. 再考虑到信号采集的可信度，仅关注10 Hz以上频段. 水下排气声信号在10~2000、10~3000、10~4000 Hz频段的能量占比E_R如图7（a）所示，声信号的SPL曲线如图7（b）所示. 由图可知，10~3 000 Hz频段已覆盖了信号99%以上的能量，因此本文主要关注10~3 000 Hz频段，并结合信号频域特征将其分为低频段（10~250 Hz）、中频段（250~1 250 Hz）和高频段（1 250~3 000 Hz）进行讨论. 选择总声压级（overall sound pressure level ，OASPL）表征排气噪声强度. SPL又称声强级或声功率级，采用声压或能量的对数表示声音的大小，计算公式为

(2) ${L_p} = 10\lg \left( {\frac{{{p^2}}}{{p_0^2}}} \right).$

式中：L_p为声压级，p为声压，p₀为基准声压，在水中为1×10⁻⁶ Pa. 一定频段[a, b]内所有频率处声压级叠加后的OASPL计算公式为

(3) ${L'_p} = 10\lg \left( {\frac{{\displaystyle\sum\limits_{i = a}^b {p_i^2} }}{{p_0^2}}} \right) = 10\lg \left( {\displaystyle\sum\limits_{i = a}^b {p_i^2} } \right) + 120.$

式中： ${L'_p} $为总声压级，p_i为频率i Hz处的声压. 根据式（3）即可计算水下排气噪声在不同频段内的总声压级.

对比相同流量Q下降噪装置和水平圆管的排气噪声总声压级，探讨装置的降噪效果. 不同流量下水平圆管和降噪装置水下排气噪声全频段总声压级如图8所示，2种排气方式总声压级之差如图9所示. 由图8可以看出，实验流量范围内2种排气方式的噪声总声压级在106~120 dB内波动，且相同流量下装置排气噪声强度均低于圆管，表明装置在实验流量范围内均具有降噪效果；将装置和圆管排气噪声总声压级之差定义为装置的降噪性能，显然差值越大降噪性能越好. 从图9不难看出，装置的降噪性能并不稳定，会随流量增加先变好再变差，最优性能区在25~75 L/min流量范围内，区内平均降噪水平为7 dB，最优性能区两侧降噪效果有较大下降，最差时为3 dB，此时流量为最小流量10 L/min.

由于低频噪声在水下难以衰减，装置的低频降噪效果是装置性能的重要评价指标. 不同流量下水平圆管和降噪装置在低、中和高频段辐射噪声总声压级如图10所示，2种排气方式在各频段的总声压级之差如图11所示. 可以看出，2种排气方式的低频段噪声强度都最强，装置在3个频段的排气噪声总声压级基本都低于圆管，说明装置对各频段的噪声都有抑制作用，但各频段降噪效果在不同流量下有差异：最优性能区内低频降噪效果最好，区外高频降噪效果最好，中频降噪效果在实验流量范围内相对较差. 装置全频段和低频段降噪效果随流量的变化规律基本一致，进一步证实水下排气噪声由低频主导，降低低频噪声可以有效降低水下排气噪声，这与已有关于水下排气的研究结果一致.

为了进一步验证装置的低频降噪效果，不同流量下水平圆管和降噪装置各频段排气噪声总声压级的标准差如图12所示. 由图可以看出，噪声能量在各频段的分布状况，标准差越大，能量分布的离散程度越大，低频能量占比越高. 在最优性能区内，降噪装置排气噪声能量在各频段的分布明显比水平圆管均匀. 不同流量下水平圆管和降噪装置各频段噪声能量占比如图13所示. 由图可以看出，最优性能区内装置低频能量占比比水平圆管平均低15%，中、高频占比平均增加10%和5%. 降噪装置更分散的能量分布状况和更低的低频能量占比表明，降噪装置有效缓解了噪声能量在低频段的富集问题.

排气装置的降噪性能由其降噪原理和结构参数决定. 排气过程中的低频噪声主要来自排气颈缩过程及其诱发的气泡振动，多小孔排气方式可以在短时间内产生大量小气泡，颈缩频率和气泡振动频率显著提高，因此低频噪声明显下降；多孔排气方式同时还可以增加相际接触面积，降低位于中频段的两相边界噪声，但一般情况下气泡频率的提高意味着中频噪声增加，两方面的作用相互抵消，使得中频降噪效果在实验流量范围内均不佳；高频噪声主要是上游气动噪声，气体流速降低，气体脉动减弱，高频噪声相应降低. 在较小流量下，边界噪声和气泡噪声本身就弱，装置对其减弱作用也相对较小. 在较大流量时，小孔数目有限，一方面排气气速没有得到有效降低，相间气体湍动依然较为剧烈，因此中频边界噪声削弱作用不强；另一方面气泡噪声由低频移向中频，中频噪声强度不降反升，因此大流量下装置降噪性能较差.

通过对比如表2所示的4种装置的排气噪声总声压级，研究装置结构的降噪效果，分析装置不同“层”的降噪特性.

4种结构的降噪装置和水平圆管在不同流量下的排气噪声总声压级如图14所示，4种降噪效果图15所示. 由图14可以看出，4种结构降噪装置的排气噪声强度均小于水平圆管，但4种结构的排气噪声强度的差异不大，装置降噪效果随流量的变化规律基本一致，且拥有相同的最优性能区，即挡板层和纱网层的增减对降噪效果的影响不显著，因此可以认为排气层是装置的主要降噪部位. 这一特性与水下排气噪声机理契合，气液接触初期两相发生强烈的相互作用，排气气体动能转化为声能向外辐射，而气泡上升过程仅发生气泡的破碎、聚并，所辐射噪声强度相对较弱，因此设于气泡上升处的纱网层和挡板层的降噪作用不及设于气液交界处的排气层.

尽管纱网层和挡板层对装置降噪效果的贡献不及排气层显著，但其对装置的降噪特性依然有一定影响. 对比图15内的4条曲线，在仅有排气层（M3）的基础上，增加纱网层（成为M2）或增加挡板层（成为M1）都会提升降噪装置的降噪效果；但在排气层结合纱网层（M2）的基础上增加挡板层，或者在排气层结合挡板层（M1）的基础上增加纱网层，组成完整的降噪装置（M）会降低装置的降噪效果. 这可能是由于在有纱网层或者挡板层时，引入另一层结构对流场破坏引起的噪声辐射大于其自身的降噪作用. 在几种结构中，全频段降噪效果最好的是纱网层和排气层组合而成的降噪装置（M2），其在最优性能区内外都有着比完整降噪装置（M）更为优越的降噪效果，且在各流量下的降噪效果均在5 dB以上，最佳降噪效果接近9 dB，但低频降噪效果相对差一点.

4种结构降噪装置在不同频段的降噪效果如图16所示. 低频段，在排气层的基础上增加挡板层（M1）可以显著提升装置的降噪效果，增加纱网层（M2）的影响则相对较小；在中高频段，纱网层的增加明显增强了降噪效果，增加挡板层的影响则相对小；不同结构对降噪影响程度的差异表明，挡板层和纱网层的主要作用频段分别是低频段和中高频段. 再对比流量变化对4种装置降噪效果的影响，纱网层和排气层组合而成的结构（M2）的全频段降噪效果最好、降噪性能最为稳定，而排气层和挡板层组合而成的结构（M1）则具有最佳的低频降噪效果.

挡板层对于低频段噪声的有效降低，主要是由于其对气液接触初期低频噪声传播的阻挡作用. 而纱网层优良的中高频降噪性能，主要得益于其为气液两相提供了极大的接触面积，若气团在静水中自由上浮，其径向尺寸不会发生较大变化，因此两相接触面积变化不大；若加上纱网层，由于纱网相当于多孔平板，单个小孔流量有限，气团被迫在径向扩散，气液两相充分接触，两相冲击缓和，中频边界噪声和高频气动噪声削弱，但可能会诱导气泡破碎，因此低频降噪效果较差；同时，纱网的存在改善了流场的均匀性，因此装置的降噪性能更加稳定.

（1）水下排气噪声由低、中频噪声主导，中低频噪声来自排气颈缩过程及其诱发的气泡振动，中频则由气液两相边界的剪切作用产生，通过优化排气结构可以针对性地降低水下排气噪声.

（2）基于排气噪声机理设计的具有排气层、挡板层和纱网层结构的水下排气降噪装置对水下排气噪声有很好的削弱作用. 实验流量范围内，装置的全频段最佳降噪近7.5 dB，且其降噪效果在一定流量范围内稳定，仅在极低或较大的流量下受装置参数限制有所减弱.

（3）装置主要降噪频段为低频段，对中高频段噪声有一定的削弱作用. 装置具有非常好的低频降噪效果，实验流量范围内低频段最佳降噪效果约9 dB，排气噪声低频能量占比平均降低15%，极大缓解了噪声能量在低频段的富集.

（4）装置的主要降噪部位为排气层，排气层与挡板层的组合具有最佳的低频降噪效果. 在完整装置的基础上去掉纱网层，装置的低频降噪效果有大幅提升，最佳低频降噪性接近12 dB，且降噪性能受流量的影响较小.

（5）尽管所设计的装置可以有效降低水下排气噪声，但由于其内部结构较为复杂，对其所表现的噪声特性的理解还不够深入，未来有必要引入数值模拟进行进一步的研究. 本文仅关注了装置降噪性能，弱化了其在实际应用中在设备水力效率、加工成本方面的影响，后续计划引入相关评价标准对装置进行重新评估，并对装置进行进一步的优化设计.