方 超，馬士虎，蔡標(biāo)華，俞 健

(武漢第二船舶設(shè)計研究所，湖北 武漢 430205)

0 引 言

船舶通海系統(tǒng)的注排水流量由通海閥調(diào)節(jié)，通海閥噪聲是主要的噪聲源。由于閥門節(jié)流的作用，流體介質(zhì)在閥門內(nèi)流動會產(chǎn)生壓力波動，流體介質(zhì)的不穩(wěn)定流動是流噪聲產(chǎn)生的根源。通海系統(tǒng)銅質(zhì)管材在流體力作用下會導(dǎo)致彈性變形，結(jié)構(gòu)與流體相互作用產(chǎn)生耦合振動，結(jié)構(gòu)振動向海水中輻射噪聲，即為流激振動噪聲。通海系統(tǒng)管路與舷外海水直接相通，流噪聲和流激振動噪聲直接通過管口向外輻射。

針對通海閥流噪聲和流激振動噪聲2種噪聲的主次問題，本文將對某船海水系統(tǒng)通海閥流噪聲和流激振動噪聲分別進(jìn)行數(shù)值模擬，通過將2種噪聲的數(shù)值計算結(jié)果進(jìn)行對比，分析通海閥主要噪聲源，以從噪聲產(chǎn)生機(jī)理出發(fā)，對不同噪聲源成因應(yīng)用相應(yīng)噪聲抑制措施。

1 研究對象和數(shù)學(xué)模型

1.1 研究對象

該船通海系統(tǒng)在兩艙壁間的平面布置如圖1所示，通海閥通過銅質(zhì)管道連接位于兩剛性艙壁之間，海水在舷外與艙內(nèi)壓差的作用下通過通海閥進(jìn)入浮力調(diào)整水艙，從而調(diào)整船舶浮力。

通海閥為輕質(zhì)球閥，閥芯通徑為80 mm，閥門重量對系統(tǒng)整體重量影響較??；艙壁間連接通海閥的管道為壓力銅管，長度均為300 mm，內(nèi)徑為100 mm，壁厚為7 mm，銅管簡化為均質(zhì)材料，材料參數(shù)：密度為8 900 kg/m3，彈性模量為，泊松比為

1.2 流固耦合數(shù)學(xué)模型[1]

流固耦合的基本原理是建立在流體力學(xué)和固體力學(xué)的基本理論之上，因此對流固耦合的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析需要從流體力學(xué)和固體力學(xué)出發(fā)。流體和固體的兩相運(yùn)動過程中，流體運(yùn)動對固體表面產(chǎn)生力學(xué)作用，反之，固體又反作用于流體，改變流體的運(yùn)動狀態(tài)[2–3]。在流體和固體界面上，流體和固體具有共同的運(yùn)動作用力和速度，可以把固體視作彈性體，其動力學(xué)離散方程可表示為：

1）流體控制方程

通海閥內(nèi)流體流動要遵循三大基本物理守恒定律：質(zhì)量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律[4–5]，直角坐標(biāo)系下，三大基本物理守恒定律方程為：

質(zhì)量守恒方程

動量守恒方程

能量守恒方程

2）固體控制方程

固體部分的守恒方程可以由牛頓第二定律導(dǎo)出：

由溫差引起的熱變形：

3）流固耦合基本方程

流固耦合遵循最基本的守恒原則，所以在流固耦合交界面處，應(yīng)該滿足流體與固體應(yīng)力、位移、熱流量、溫度等變量的相等或守恒[6–7]。流固耦合分析采用的基本控制方程可以表示如下：

2 流場計算

2.1 計算模型及參數(shù)設(shè)置

本文運(yùn)用Fluent軟件進(jìn)行瞬態(tài)流場計算，流場計算結(jié)果作為聲源信息用于聲場計算，流體介質(zhì)的沖擊和脈動是流噪聲和流激振動噪聲產(chǎn)生的根源，因此準(zhǔn)確的CFD瞬態(tài)計算是獲得精準(zhǔn)噪聲計算結(jié)果的基礎(chǔ)。

結(jié)構(gòu)離散：流場計算時，通海閥開度為60°，對通海閥及管道結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)簡化，簡化后建立的閥門及管道結(jié)構(gòu)三維模型如圖2所示。利用ICEM軟件對簡化后的幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，管道及通海閥模型網(wǎng)格數(shù)目最終為263萬，滿足網(wǎng)格無關(guān)性和精度要求。

圖2 閥門及管道三維模型Fig.2 Three dimensional model of valve and pipeline

參數(shù)設(shè)置：參考壓力為一個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，根據(jù)通海系統(tǒng)噪聲突出工況的特點，通海閥進(jìn)口壓力設(shè)為1.8 MPa，水艙背壓為一個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，因此出口邊界條件設(shè)為壓力出口，其值設(shè)為0。湍流模型選擇LES大渦模擬模型，求解器選擇耦合式求解器，時間步長設(shè)為5×10–5s，仿真時間為 0.01 s。

2.2 流場計算結(jié)果

通海閥壓力和速度分布如圖3所示，由于通海閥的節(jié)流作用，閥內(nèi)海水流速最大值達(dá)到61.62 m/s，通海閥后壓力迅速降低，閥門處流場的劇烈變化對閥門以及管道結(jié)構(gòu)產(chǎn)生強(qiáng)烈的沖擊，導(dǎo)致閥門及管壁振動并向外輻射噪聲，同時通海閥及管道壁面流體高紊流度的壓力脈動引起流噪聲。流噪聲和流激振動噪聲通過管口向外輻射，對通海系統(tǒng)的噪聲性能造成影響。

圖3 通海閥壓力和速度分布圖Fig.3 Distribution of pressure and velocity of hull valve

3 流噪聲與流激振動噪聲計算

3.1 流噪聲計算

研究表明[8–10]，管內(nèi)流動噪聲源主要來自壁面的偶極子源和雷諾應(yīng)力的四極子源。在高馬赫數(shù)下，四極子聲源項的量級與主要聲源項相同，不可忽略；在低馬赫數(shù)下，偶極子聲源的貢獻(xiàn)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于四極子聲源，四極子聲源在計算中可忽略不計。通海閥內(nèi)海水流動為低馬赫數(shù)流動，因此管道及閥門壁面偶極子源是主要噪聲源。

本文采用CFD計算與聲學(xué)邊界元相結(jié)合的方法分別求解流噪聲：通過CFD瞬態(tài)流場計算，提取壁面的壓力脈動信號，作為偶極子源映射至聲學(xué)邊界元網(wǎng)格，求解Helmholtz方程得到流噪聲管內(nèi)聲場特性。

噪聲計算邊界元網(wǎng)格如圖4所示，通海閥附近網(wǎng)格進(jìn)行局部加密，流噪聲監(jiān)測面設(shè)在通海閥進(jìn)口法蘭處，監(jiān)測面中心設(shè)置監(jiān)測點。流噪聲（100 Hz和200 Hz）在監(jiān)測面聲壓級分布如圖5所示，由計算結(jié)果可知，監(jiān)測面100 Hz聲壓級整體高于200 Hz聲壓級；通海閥進(jìn)口截面軸心附近聲壓分布相對均勻，聲壓級最高位置靠近管道壁面。

圖4 通海閥及管道模型聲學(xué)網(wǎng)格Fig.4 The acoustic grid of sea valve and pipeline model

圖5 監(jiān)測面流噪聲聲壓分布云圖Fig.5 Acoustic pressure contours of flow noise on monitoring surface

3.2 流激振動噪聲計算

1）模態(tài)計算

本文對艙壁間管道和閥門結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，模態(tài)計算時管道閥門簡化為殼結(jié)構(gòu)。海水對結(jié)構(gòu)振動的作用不可忽略，計算脈動壓力激勵結(jié)構(gòu)振動時應(yīng)該基于考慮海水影響的“濕模態(tài)”，即模態(tài)計算時管道內(nèi)海水質(zhì)量作為附加質(zhì)量處理[5]。

通海閥及管道結(jié)構(gòu)經(jīng)過簡化后有限元模型如圖6所示。進(jìn)出口管道是在艙壁中穿過，可以看作是固定端，因此在進(jìn)出口管端單元節(jié)點上施加全約束；重力的施加比較簡單，在Virtual.Lab模態(tài)分析模塊中定義重力的方向和加速度，取值9.81 m/s2。

圖6 通海閥及管道模態(tài)計算有限元網(wǎng)格Fig.6 Finite element model of hull valve and piping

圖7 管道及通海閥前8階三維模態(tài)振型云圖Fig.7 The first 8 3D modal shapes contours of piping and hull valve

表1 前8階模態(tài)固有頻率和最大振幅Tab.1 Natural frequency and amplitudes of the first 8 modes

管道及通海閥前8階模態(tài)振型圖如圖7所示，前8階模態(tài)固有頻率和最大振幅如表1所示。從前8階模態(tài)振型圖可以看出：結(jié)構(gòu)最容易激發(fā)的振動部位是在通海閥及其附近管道，高階模態(tài)要比低階模態(tài)的振動幅度更大，隨著階次的增高，通海閥兩側(cè)位置稍遠(yuǎn)的不易被激振的進(jìn)出口管道也逐漸產(chǎn)生振動變形。總體來看，對于低階模態(tài)的振動，通海閥更容易激振，振動變形較大；對于高階模態(tài)，通海閥不易激振，通海閥兩側(cè)管道更容易激振，且振動幅度比低階模態(tài)振動幅度大；無論高階或者低階模態(tài)，靠近兩側(cè)艙壁位置的管道始終振動不大。

因此，根據(jù)振型圖分析，結(jié)構(gòu)的薄弱部位，即最容易激振、產(chǎn)生振動變形的部位是通海閥以及靠近通海閥的兩側(cè)管道，通海閥附近需要進(jìn)行加固以減小振動。

2）流激振動噪聲計算

基于通海閥與管道流場和模態(tài)計算結(jié)果，提取瞬態(tài)流場計算的壁面壓力脈動作為流體對結(jié)構(gòu)的激勵源，在Virtual.Lab軟件中進(jìn)行通海閥流激振動計算，然后利用聲學(xué)邊界元法計算結(jié)構(gòu)振動向海水介質(zhì)中輻射的噪聲。流激振動噪聲監(jiān)測面同樣設(shè)在通海閥進(jìn)口法蘭處，監(jiān)測面中心設(shè)置監(jiān)測點。

流激振動噪聲在監(jiān)測面聲壓分布如圖8所示，通海閥及管道結(jié)構(gòu)振動產(chǎn)生的輻射噪聲在通海閥進(jìn)口截面軸心附近聲壓分布相對均勻，聲壓級最高位置同樣是靠近管道壁面。

圖8 監(jiān)測面流激振動噪聲聲壓分布云圖Fig.8 Acoustic pressure contours flow induced vibration noise on monitoring surface

3.3 計算結(jié)果對比分析

監(jiān)測點流噪聲和流激振動噪聲頻譜分布如圖9所示，100～2 000 Hz頻率范圍內(nèi)，流噪聲聲壓級隨頻率增大呈快速減小趨勢并逐漸趨于小范圍內(nèi)波動，而流激振動噪聲則隨頻率增大無明顯變化規(guī)律。根據(jù)聲壓級頻域分布信息可以計算得到流噪聲和流激振動噪聲在監(jiān)測點處的總聲壓級分別為238.9 dB和138.8 dB，流噪聲較流激振動噪聲在監(jiān)測點處聲壓級高100.1 dB，因此流激振動噪聲完全湮沒在流噪聲中。

圖9 監(jiān)測點流噪聲與流激振動噪聲聲壓級頻譜曲線Fig.9 Sound pressure level spectrum curve of flow noise and flow induced vibration noise on monitoring point

由此可知，流噪聲是通海系統(tǒng)的主要噪聲源，對通海系統(tǒng)進(jìn)行噪聲治理時，應(yīng)該優(yōu)先考慮流噪聲的治理。

4 結(jié) 語

通過對通海閥流噪聲和流激振動噪聲的數(shù)值模擬，可以得出以下結(jié)論：

1）對于低階模態(tài)的振動，通海閥更容易激振，振動變形較大；對于高階模態(tài)，通海閥不易激振，兩側(cè)管道更容易激振，且振動幅度比低階模態(tài)振動幅度大；無論高階或者低階模態(tài)，靠近兩側(cè)艙壁位置的管道始終振動不大；

2）通海閥進(jìn)出口壓差為1.8 MPa，閥門開度為60°時，閥門進(jìn)口法蘭處管道截面中心流噪聲和流激振動噪聲分別為238.9 dB，138.8 dB，流激振動噪聲遠(yuǎn)小于流噪聲。高壓差條件下，流噪聲是通海系統(tǒng)主要噪聲源，對通海系統(tǒng)噪聲進(jìn)行治理時應(yīng)優(yōu)先考慮流噪聲的治理。

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