黃偉稀，朱連海，梁 赟，王秋波，陳文華

（1.中國(guó)船舶科學(xué)研究中心 船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 無(wú)錫214082；2.渤海造船廠集團(tuán)有限公司，遼寧 葫蘆島125004）

實(shí)船測(cè)試數(shù)據(jù)表明，除主輔機(jī)振動(dòng)傳遞引起的噪聲之外，空調(diào)管路系統(tǒng)噪聲是船舶艙室噪聲的主要來(lái)源之一?？照{(diào)系統(tǒng)用于創(chuàng)造良好的室內(nèi)空氣環(huán)境，同時(shí)系統(tǒng)噪聲通過管路系統(tǒng)與管口傳遞至艙室，引起艙室噪聲問題，其噪聲源主要包括風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲與管路元件氣流再生噪聲，對(duì)于低速系統(tǒng)可以忽略氣流再生噪聲的影響，但在中高速系統(tǒng)中氣流再生噪聲是影響系統(tǒng)噪聲控制效果的關(guān)鍵因素。

船用布風(fēng)器位于管路系統(tǒng)末端，主要用于送風(fēng)散流和消聲，多數(shù)有壓力平衡裝置，使室內(nèi)流動(dòng)分布均勻，同時(shí)也是管路系統(tǒng)噪聲控制的關(guān)鍵部件。一方面，船用布風(fēng)器用以消除上游管路傳播至艙室的噪聲；另一方面，布風(fēng)器自身在氣流沖擊下產(chǎn)生的二次流噪聲不可高于前者，否則會(huì)成為一種新的噪聲源影響艙室環(huán)境，因此低噪聲布風(fēng)器的設(shè)計(jì)重點(diǎn)是在提高傳聲損失的同時(shí)降低二次流噪聲。目前布風(fēng)器的結(jié)構(gòu)形式以靜壓箱結(jié)構(gòu)為主，靜壓箱式布風(fēng)器被廣泛應(yīng)用于船舶及海洋平臺(tái)，其特點(diǎn)是帶有壓力平衡的靜壓箱，靜壓箱中可設(shè)置吸聲材料與結(jié)構(gòu)，可發(fā)揮顯著的消聲作用。

國(guó)外對(duì)船用布風(fēng)器的研究工作較為充分，目前已有成熟產(chǎn)品應(yīng)用于海洋平臺(tái)與各類船舶，第七代鉆井平臺(tái)及S503 半潛式支持平臺(tái)上使用的靜壓箱式布風(fēng)器消聲量達(dá)30 dB(A)。國(guó)內(nèi)高校與科研院所也開展了相關(guān)技術(shù)與試驗(yàn)研究[1-5]，初步掌握了格柵式布風(fēng)器的阻力特性及二次氣流噪聲特性，但對(duì)于靜壓箱式布風(fēng)器未見系統(tǒng)性研究，近年來(lái)國(guó)內(nèi)的船用設(shè)備配套廠家也陸續(xù)形成一些消聲布風(fēng)器產(chǎn)品，但未掌握其聲學(xué)與流體性能。在實(shí)船應(yīng)用中，空調(diào)管路系統(tǒng)噪聲是導(dǎo)致艙室噪聲超標(biāo)的最主要原因，管路系統(tǒng)管口噪聲控制仍是有待解決的難點(diǎn)。因此有必要開展系統(tǒng)性研究，通過設(shè)計(jì)與評(píng)估、試驗(yàn)逐步掌握低噪聲布風(fēng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與性能評(píng)估方法，提升布風(fēng)器各項(xiàng)性能，為空調(diào)管路系統(tǒng)噪聲控制提供技術(shù)支撐。

船用布風(fēng)器屬于典型的管路元件，管路元件聲學(xué)性能評(píng)估主要有理論解析法和數(shù)值分析方法。理論計(jì)算方法針對(duì)典型管路元件（如直管、彎頭、錐管、管路開口等），主要是基于特定型式結(jié)構(gòu)中波動(dòng)方程的推導(dǎo)，獲得解析解，從而計(jì)算出元件的反射系數(shù)、透射系數(shù)和傳遞矩陣等聲學(xué)參數(shù)。對(duì)于較復(fù)雜的元件（如圓形彎頭、外角尖銳的矩形彎頭等)則通過元件切分把復(fù)雜三維模型化簡(jiǎn)為二維（C.J.Nederveen，1998[6]），或使用模態(tài)疊加方法（Miles，1947[7]）來(lái)進(jìn)行計(jì)算。理論計(jì)算方法大部分得到了實(shí)驗(yàn)測(cè)試的驗(yàn)證，并以此為基礎(chǔ)形成了工程估算方法。數(shù)值分析方法用于不規(guī)則結(jié)構(gòu)元件的計(jì)算，用非黏滯性可壓縮流體歐拉方程模擬聲波的傳播，確定聲壓輸入和邊界條件后用有限元軟件計(jì)算聲場(chǎng)，獲得管路元件的聲學(xué)參數(shù)。M.Terao 在1986[8]年用FEM方法計(jì)算了矩形彎頭、雙彎頭的聲學(xué)參數(shù)，1987年[9]使用BEM法計(jì)算了擴(kuò)張腔、管口開口的聲反射與透射系數(shù)，1999年[10]用FEM方法計(jì)算了三通的聲學(xué)參數(shù)；S.Dequand 等[11]于2003年采用FEM 法計(jì)算了圓形、矩形彎頭的聲學(xué)參數(shù)。布風(fēng)器為不規(guī)則結(jié)構(gòu)元件，宜采用數(shù)值方法進(jìn)行聲學(xué)性能評(píng)估。

管路元件氣流再生噪聲評(píng)估方法有：基于理論解析的半經(jīng)驗(yàn)方法和數(shù)值方法。1955年Iudin[12]首先提出了基于壓力的方法對(duì)氣流與壁面相互作用產(chǎn)生的氣流噪聲進(jìn)行預(yù)測(cè)，推導(dǎo)出氣流噪聲聲功率與脈動(dòng)壓力的三次方以及結(jié)構(gòu)尺寸的二次方成正比。在這之后的50 多年時(shí)間里，Gordon[13-14]、Nelson Morfey[15]、Oldham[16]、Mak[17-19]等多位學(xué)者基于這一原理開展了更為充分的理論補(bǔ)充與試驗(yàn)研究，最終形成了較為成熟的管路元件氣流再生噪聲計(jì)算方法，中國(guó)船舶科學(xué)研究中心將該方法應(yīng)用于船舶空調(diào)系統(tǒng)管路元件氣流再生噪聲的預(yù)測(cè)，預(yù)測(cè)結(jié)果與試驗(yàn)較為吻合。數(shù)值方法是近年來(lái)發(fā)展起來(lái)的計(jì)算工具，原理是以CFD軟件計(jì)算得到的非穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)脈動(dòng)壓力作為輸入，采用聲學(xué)有限元方法計(jì)算管路元件的氣動(dòng)噪聲源及其聲場(chǎng)分布，由于計(jì)算量較大，精度難以保證，數(shù)值方法多用于理論探索，在工程上的應(yīng)用較少。

國(guó)內(nèi)對(duì)船用布風(fēng)器的設(shè)計(jì)缺乏針對(duì)性的研究，無(wú)法滿足實(shí)際應(yīng)用需求。本文在前期研究工作基礎(chǔ)上，針對(duì)船舶與海洋平臺(tái)空調(diào)系統(tǒng)管口輻射噪聲，開展了低噪聲布風(fēng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在兼顧氣動(dòng)性能及聲學(xué)效果基礎(chǔ)上，提出了新型低噪聲布風(fēng)器結(jié)構(gòu)形式，采用數(shù)值模擬方法開展布風(fēng)器阻力損失與傳聲損失的計(jì)算，采用基于理論解析的半經(jīng)驗(yàn)法開展了布風(fēng)器氣流再生噪聲的計(jì)算評(píng)估，取得了一些有意義的結(jié)論。

1 低噪聲布風(fēng)器設(shè)計(jì)原理及方案

針對(duì)海洋平臺(tái)空調(diào)管路系統(tǒng)特點(diǎn)與需求，分別從聲學(xué)及流體兩方面開展低噪聲布風(fēng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，采用靜壓箱式布風(fēng)器結(jié)構(gòu)形式。

1.1 設(shè)計(jì)原理

（1）聲學(xué)設(shè)計(jì)

布風(fēng)器聲學(xué)特性包括二次氣流噪聲與消聲性能，氣流噪聲決定于布風(fēng)器內(nèi)部結(jié)構(gòu)以及流動(dòng)特性，而消聲性能取決于布風(fēng)器內(nèi)部流道設(shè)置及壁面聲阻抗。采用阻性與抗性消聲原理開展布風(fēng)器聲學(xué)設(shè)計(jì)（見圖1），抗性消聲方面，設(shè)置擴(kuò)張腔形成阻抗突變反射界面，減小噪聲能量傳遞；阻性消聲方面，將擴(kuò)張腔分割為多個(gè)狹長(zhǎng)吸聲流道，使聲波在傳播過程中被壁面吸聲材料吸收，降低進(jìn)出之間的噪聲傳遞。經(jīng)過仿真分析掌握其聲學(xué)性能影響因素及規(guī)律，進(jìn)而開展迭代優(yōu)化設(shè)計(jì)，形成最終的優(yōu)化方案。

圖1 布風(fēng)器內(nèi)部流動(dòng)與聲傳播示意圖

（2）流體設(shè)計(jì)

由于采用了流道分割的聲學(xué)措施，布風(fēng)器阻力損失必然會(huì)增加，有必要對(duì)流道進(jìn)行優(yōu)化，合理采用導(dǎo)流措施，有效降低布風(fēng)器的阻力損失，可節(jié)省空調(diào)系統(tǒng)能耗，同時(shí)，布風(fēng)器的氣流再生噪聲與阻力損失的平方成正比，降低阻力的同時(shí)也可降低氣流再生噪聲。

1.2 設(shè)計(jì)方案

結(jié)合聲學(xué)、流體設(shè)計(jì)原理以及海洋平臺(tái)空調(diào)系統(tǒng)風(fēng)量需求，提出了布風(fēng)器設(shè)計(jì)方案（見圖2），原始方案采用現(xiàn)有產(chǎn)品常規(guī)結(jié)構(gòu)形式，優(yōu)化方案采用圓形腔及圓弧形吸聲隔板措施，兩者外形尺寸接近，結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。兩者均采用靜壓箱式結(jié)構(gòu)，箱體內(nèi)壁貼覆25 mm 厚離心玻璃棉（容重80 kg/m3），優(yōu)化方案的圓形腔及圓弧板結(jié)構(gòu)用于導(dǎo)流，而吸聲隔板與腔體共同組成分割式流道，用于吸聲，吸聲隔板采用厚度25 mm的離心玻璃棉。為了有效降低隔板引起的阻力損失，所有吸聲材料表面采用微孔板作為襯面（孔徑0.4 mm，板厚0.3 mm，穿孔率5%），微孔板具有全透聲、小阻力的特點(diǎn)，在降低流動(dòng)阻力的同時(shí)可發(fā)揮玻璃棉的全部作用。

表1 布風(fēng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖2 布風(fēng)器結(jié)構(gòu)示意圖（設(shè)計(jì)方案）

2 氣動(dòng)性能及聲學(xué)效果評(píng)估

采用CFD 及聲學(xué)有限元方法分別開展布風(fēng)器氣動(dòng)性能與聲學(xué)效果計(jì)算，給出內(nèi)部流場(chǎng)分布與進(jìn)出口阻力損失值，并給出聲傳遞損失頻率曲線及布風(fēng)器內(nèi)部聲場(chǎng)分布，對(duì)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行評(píng)估與優(yōu)化。

2.1 氣動(dòng)性能計(jì)算

本文采用RNGk-ε湍流模型通過Fluent 軟件進(jìn)行布風(fēng)器內(nèi)流場(chǎng)計(jì)算，邊界條件為入口流量、出口壓力，壁面采用絕熱無(wú)滑移邊界。根據(jù)布風(fēng)器的工作流量范圍（0～550 m3/h），初始邊界條件設(shè)置為出口靜壓為大氣壓、進(jìn)口流量為工作流量范圍內(nèi)的設(shè)定值。

采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，網(wǎng)格數(shù)量分別為84 萬(wàn)與72萬(wàn)，網(wǎng)格單元最大尺寸10 mm。結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格特點(diǎn)是：只需要存儲(chǔ)各網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)及其控制容積的幾何信息，而節(jié)點(diǎn)之間的關(guān)聯(lián)信息可以由網(wǎng)格編號(hào)的規(guī)律得出，當(dāng)流場(chǎng)分辨率相同時(shí)，這一優(yōu)點(diǎn)使采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格的計(jì)算量少了很多。

在布風(fēng)器計(jì)算中以進(jìn)口壓力為監(jiān)控對(duì)象，在計(jì)算前處理中就設(shè)置布風(fēng)器進(jìn)口壓力的監(jiān)測(cè)點(diǎn)，并在計(jì)算過程中隨時(shí)監(jiān)測(cè)其隨計(jì)算時(shí)間步的變化。當(dāng)進(jìn)口壓力不再隨計(jì)算時(shí)間步變化或其變化量小于1%且進(jìn)出口流量的差別在1%以內(nèi)時(shí)，即認(rèn)為計(jì)算已經(jīng)收斂。為了加快收斂速度，離散算法選為SIMPLEC 算法，離散格式先選為1 階迎風(fēng)格式，達(dá)到收斂時(shí)再選為2 階迎風(fēng)格式，這種設(shè)置不但加快收斂速度，而且能提高計(jì)算的精度。

兩種方案在額定流量與最大流量工況下的阻力損失計(jì)算結(jié)果見圖3所示。本文計(jì)算中僅考慮布風(fēng)器腔體流道，未考慮布風(fēng)器內(nèi)調(diào)節(jié)閥的影響，計(jì)算結(jié)果說(shuō)明布風(fēng)器流道結(jié)構(gòu)本身（含吸聲隔板）阻力對(duì)整體阻力性能的影響較小，遠(yuǎn)小于調(diào)節(jié)閥引起的阻力（大于100 Pa），增加吸聲隔板等降噪措施是可行的。圓形結(jié)構(gòu)布風(fēng)器流道阻力小于矩形結(jié)構(gòu)布風(fēng)器，在外形尺寸相同的情況下，圓形結(jié)構(gòu)流道阻力低于矩形結(jié)構(gòu)流道，減阻效果明顯。布風(fēng)器內(nèi)部流速分布見圖4、圖5，可以看到，增加內(nèi)導(dǎo)流吸聲隔板后，腔內(nèi)流速分布更加均勻，避免了由于速度梯度較大引起的摩擦損耗，從而降低流道阻力。優(yōu)化方案在增加吸聲隔板情況下，其阻力損失仍小于不帶吸聲隔板的原始方案，導(dǎo)流措施效果顯著。

圖3 不同流量下的布風(fēng)器阻力損失曲線

2.2 氣流再生噪聲計(jì)算

氣流再生噪聲是指氣流在通過布風(fēng)器內(nèi)部結(jié)構(gòu)時(shí)產(chǎn)生的二次氣動(dòng)噪聲源，本文基于脈動(dòng)壓力與靜態(tài)剪切力成正比的假設(shè)，在總結(jié)前人研究工作的基礎(chǔ)上，建立了通風(fēng)系統(tǒng)管路元件氣流再生噪聲的半經(jīng)驗(yàn)計(jì)算方法，根據(jù)管路元件阻力損失、流速、管路元件尺寸以及K(St)曲線，計(jì)算管路元件的流致噪聲聲功率級(jí)。

圖4 350 m3/h流量下的布風(fēng)器內(nèi)部速度分布圖（縱截面）

圖5 350 m3/h流量下的布風(fēng)器內(nèi)部速度分布圖（橫截面）

氣流再生噪聲計(jì)算式[17-19]如下：

式中：SWLD為元件的1/3 倍頻帶聲功率級(jí)，d=是與元件類型有關(guān)的常數(shù)，f0為管道截止頻率，A為管道截面積，δ為元件開口面積比。

以布風(fēng)器阻力損失、管口流速與布風(fēng)器結(jié)構(gòu)尺寸為輸入，對(duì)布風(fēng)器在不同流量下的氣流再生噪聲聲功率級(jí)進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算結(jié)果見圖6?？梢钥吹剑硷L(fēng)器氣流噪聲以中低頻為主，兩種方案在額定流量下的氣流噪聲聲功率級(jí)均小于40 dB(A)，最大流量下聲功率級(jí)小于50 dB(A)。優(yōu)化方案在最大流量工況下的氣流噪聲為43.7 dB(A)，低于多數(shù)船舶與海洋平臺(tái)（如深水半潛式支持平臺(tái)、鉆井平臺(tái)等）艙室噪聲指標(biāo)值（45 dB(A)），優(yōu)化方案可滿足要求。

圖6 布風(fēng)器的氣流再生噪聲聲功率級(jí)頻譜

2.3 傳聲損失計(jì)算

傳聲損失指布風(fēng)器入口與出口之間的噪聲傳遞衰減量，布風(fēng)器位于管路系統(tǒng)末端，傳聲損失對(duì)于空調(diào)管路系統(tǒng)噪聲控制有重要意義。采用Virtual lab聲學(xué)有限元方法對(duì)布風(fēng)器方案進(jìn)行建模、網(wǎng)格劃分與聲場(chǎng)計(jì)算，給出布風(fēng)器內(nèi)部聲場(chǎng)分布、進(jìn)出口聲傳遞損失曲線，進(jìn)而給出噪聲控制效果評(píng)估結(jié)果。采用四面體網(wǎng)格，網(wǎng)格單元長(zhǎng)度5 mm，網(wǎng)格單元數(shù)為59.8萬(wàn)。

除進(jìn)出口區(qū)域外的所有內(nèi)表面設(shè)置為吸聲面（25 mm離心玻璃棉），聲阻抗數(shù)據(jù)來(lái)自試驗(yàn)測(cè)試，采用AML 方法計(jì)算布風(fēng)器進(jìn)出口傳聲損失，AML 方法通過定義出口截面屬性（吸聲面），自動(dòng)獲取進(jìn)出口正向聲波的聲功率，從而計(jì)算其聲傳遞損失。計(jì)算頻率范圍為50 Hz～10 000 Hz，計(jì)算頻率為24 個(gè)1/3倍頻程中心頻率。

圖7 布風(fēng)器傳聲損失曲線對(duì)比

圖8 100 Hz處布風(fēng)器內(nèi)部聲壓分布圖

圖9 2 000 Hz處布風(fēng)器內(nèi)部聲壓分布圖

傳聲損失計(jì)算結(jié)果見圖7，圖8、圖9分別是100 Hz與2 000 Hz的聲場(chǎng)分布圖?？梢钥吹剑啾仍挤桨?，優(yōu)化方案在200 Hz～10 000 Hz頻率范圍降噪效果顯著提高，200 Hz以下頻率降噪效果略有下降。200 Hz 以下頻率降噪效果下降的原因分析如下：原始方案中矩形腔體內(nèi)存在聲波抵消現(xiàn)象，而新結(jié)構(gòu)中的隔板阻擋減弱了抵消效果。原始方案中，布風(fēng)器出口距腔體下游壁面0.275 m，聲波經(jīng)過出口到達(dá)腔體下游壁面后反射至出口處與入口傳來(lái)的聲波抵消，原理為1/4 波長(zhǎng)反相消聲，消聲峰值頻率約為300 Hz，使得300 Hz 為中心的低頻段聲波得到有效抑制。優(yōu)化方案中反相消聲仍然存在，但由于入口聲波受隔板阻擋，經(jīng)下游壁面反射的靠近出口中心部分反相聲波無(wú)法抵消，導(dǎo)致以300 Hz為中心的低頻段消聲效果有所下降。另一方面，由于隔板的吸聲作用，使得200 Hz以上效率增加的消聲效果高于反相消聲效果的下降值，導(dǎo)致該頻段整體效果優(yōu)于原始方案，而200 Hz 以下頻率吸聲系數(shù)較低，整體效果仍低于原始方案。由于船舶空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)噪聲源主要頻段為500 Hz～3 000 Hz，200 Hz 以下頻率對(duì)整體傳聲損失影響不大。

2.4 綜合性能評(píng)估

布風(fēng)器綜合性能評(píng)估結(jié)果見表2?？梢钥吹剑?jīng)過外形結(jié)構(gòu)、內(nèi)部流道優(yōu)化以及內(nèi)吸聲隔板設(shè)置，優(yōu)化方案在阻力特性、氣流再生噪聲與消聲效果均優(yōu)于原始方案，減阻降噪效果顯著。同時(shí)，優(yōu)化方案的各方面性能指標(biāo)優(yōu)于國(guó)外同類產(chǎn)品，在船舶與海洋平臺(tái)空調(diào)管路系統(tǒng)噪聲控制方面可發(fā)揮顯著作用。

表2 布風(fēng)器綜合性能評(píng)估結(jié)果

3 結(jié)語(yǔ)

本文針對(duì)海洋平臺(tái)空調(diào)管路系統(tǒng)管口輻射噪聲，在兼顧氣動(dòng)性能與聲學(xué)效果前提下，提出了低噪聲船用布風(fēng)器結(jié)構(gòu)形式及方案，采用流體與聲學(xué)數(shù)值模擬方法對(duì)布風(fēng)器的阻力損失、氣流再生噪聲與聲傳遞損失進(jìn)行仿真計(jì)算。結(jié)果表明，優(yōu)化方案采用圓形外殼加內(nèi)導(dǎo)流吸聲隔板結(jié)構(gòu)，氣動(dòng)性能與聲學(xué)效果均優(yōu)于原始方案，阻力損失降低20 %～30%，氣流噪聲降低2 dB(A)～3 dB(A)，傳聲損失提高20 dB以上（總消聲量大于35 dB），可滿足船舶與海洋平臺(tái)空調(diào)管路系統(tǒng)噪聲控制需求。

主要結(jié)論如下：

（1）圓形結(jié)構(gòu)布風(fēng)器較矩形外殼可降低阻力損失，但外形結(jié)構(gòu)對(duì)聲學(xué)性能影響較?。?/p>

（2）布風(fēng)器內(nèi)部圓弧形導(dǎo)流吸聲隔板是提高降噪效果的關(guān)鍵部件，而阻力損失增加不大；

（3）布風(fēng)器內(nèi)壁面吸聲材料聲阻抗對(duì)低頻降噪效果影響明顯，宜選擇容重較大的材料，以改善低頻吸聲特性?？紤]到粉塵散落對(duì)人體健康的影響，未來(lái)需要開展超細(xì)纖維與針刺棉等無(wú)毒無(wú)粉塵材料的研究與應(yīng)用。