船舶海水系統(tǒng)閥門壓差對(duì)噪聲特性的影響仿真研究

方 超，馬士虎，蔡標(biāo)華，俞 健

(武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，湖北 武漢 430064)

船舶海水系統(tǒng)閥門壓差對(duì)噪聲特性的影響仿真研究

方 超，馬士虎，蔡標(biāo)華，俞 健

(武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，湖北 武漢 430064)

閥門噪聲是艦船系統(tǒng)噪聲的重要來源。閥門噪聲主要包括振動(dòng)噪聲、氣蝕噪聲以及流噪聲。在閥門前后壓差較大時(shí)，流噪聲的影響更為突出。使用CFD技術(shù)和聲學(xué)數(shù)值計(jì)算方法，分別在閥門前后壓差1.8 MPa，1.0 MPa以及0.6 MPa三種工況下進(jìn)行聲學(xué)計(jì)算，對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證通過降低閥門前后壓差來降低閥門噪聲的有效性。

閥門；流噪聲；CFD

0 引 言

球閥廣泛應(yīng)用于各種船舶系統(tǒng)之中，具有耐磨、密封性能好、開關(guān)輕、使用壽命長(zhǎng)等特點(diǎn)。對(duì)于船舶系統(tǒng)而言，閥門噪聲對(duì)其聲學(xué)性能有重要影響，因此閥門噪聲問題必須予以足夠重視，采取必要措施進(jìn)行降噪處理。根據(jù)噪聲產(chǎn)生的機(jī)理不同，閥門噪聲主要分為氣蝕噪聲、機(jī)械振動(dòng)噪聲和流噪聲[1 – 3]。氣蝕噪聲是由于液體介質(zhì)流動(dòng)過程中所產(chǎn)生的空化現(xiàn)象所引起[4]；機(jī)械振動(dòng)噪聲是流體介質(zhì)通過管道和閥門與管道閥門結(jié)構(gòu)相互作用的過程中產(chǎn)生的噪聲，是由湍流以及壓力震蕩或者流量不穩(wěn)定所引起；流噪聲是由湍流的壓力和速度脈動(dòng)所引起，對(duì)于有固體邊界的流動(dòng)模型，存在偶極子和四極子2種噪聲源[5]，對(duì)于低馬赫數(shù)的流動(dòng)情況四極子可以忽略不計(jì)，閥門流噪聲的研究主要集中在壁面脈動(dòng)壓力所引起的偶極子源上。

本文主要利用CFD技術(shù)對(duì)球閥固定開度、不同壓差下的流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，并提取流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果作為聲源信息導(dǎo)入Virtual.Lab軟件中計(jì)算聲學(xué)特性，對(duì)不同壓差下閥門聲學(xué)特性進(jìn)行分析比較，研究船舶海水系統(tǒng)閥門壓差對(duì)噪聲特性的影響。

1 閥門節(jié)流的聲學(xué)特性

西德機(jī)器制造業(yè)協(xié)會(huì)（VDMA）閥門水動(dòng)力噪聲聲壓級(jí)按下式計(jì)算：

其中：Kv為閥門流量系數(shù)，表示閥門的流通能力，m3/h；?Pv為閥門前后壓降，ρf為閥門流體密度，kg/m3；為閥門流動(dòng)狀態(tài)的補(bǔ)償項(xiàng)，與閥門流體是否空化有關(guān)。

按照西德機(jī)器制造業(yè)協(xié)會(huì)（VDMA）閥門—噪聲相關(guān)的描述，閥門的振動(dòng)噪聲主要與閥門結(jié)構(gòu)形式、閥門前后壓差、流體介質(zhì)密度以及閥門是否空化等密切相關(guān)。根據(jù)噪聲與振動(dòng)的相關(guān)性，在評(píng)估閥門對(duì)系統(tǒng)聲學(xué)性能影響過程中也需要準(zhǔn)確獲得閥門種類、閥門工作壓力、閥門壓力降、閥門開度、流體種類、閥門工作溫度等參數(shù)。鑒于我國尚未建立閥門振動(dòng)噪聲估算的相關(guān)理論，同時(shí)考慮到當(dāng)前系統(tǒng)反饋的閥門的使用情況及參數(shù)尚不完善的情況，目前尚不具備定量分析的條件。本文在分析中主要從閥門前后壓差的角度，對(duì)閥門流場(chǎng)、聲場(chǎng)特性進(jìn)行仿真，研究壓力參數(shù)與閥門噪聲特性的關(guān)聯(lián)性。

由西德機(jī)器制造業(yè)協(xié)會(huì)關(guān)于閥門的噪聲計(jì)算公式可知，減小閥門前后壓差可以降低閥門流噪聲。本文將在3種工況下對(duì)流量調(diào)節(jié)閥分別進(jìn)行聲學(xué)仿真計(jì)算。

表1 仿真計(jì)算工況Tab.1 Simulation conditions

2 仿真模型及邊界條件

2.1 流場(chǎng)仿真模型及邊界條件

本文的三維數(shù)值模型為球閥，進(jìn)出口管徑為100 mm，閥芯球體直徑為150 mm，閥芯通徑為80 mm。為了分析管道內(nèi)部流場(chǎng)情況，綜合考慮計(jì)算精度和網(wǎng)格數(shù)量，幾何模型簡(jiǎn)化如下：首先，為保證流體進(jìn)口穩(wěn)定、出口充分發(fā)展條件和符合實(shí)驗(yàn)情況，原有模型進(jìn)口端延長(zhǎng)至300 mm，出口端延長(zhǎng)至300 mm；其次，只保留管道和閥芯結(jié)構(gòu)，其他結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化處理，計(jì)算流場(chǎng)時(shí)不考慮壁面厚度。利用ICEM軟件對(duì)幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格總數(shù)為263萬，滿足計(jì)算的精度要求。

管道進(jìn)出口分別設(shè)為壓力進(jìn)口和壓力出口，壓力值根據(jù)相應(yīng)工況要求設(shè)置。管道內(nèi)流體溫度為室溫t=288 K，密度 ρ=1 000.5 kg/m3，運(yùn)動(dòng)粘性系數(shù)υ=1.0×10–6m2/s。粘性流體在管壁邊界處或閥門關(guān)閉件處，速度的邊界條件要滿足無滑移條件，即固壁上的速度U=0。計(jì)算過程中忽略重力影響。

圖1 流量調(diào)節(jié)閥幾何模型Fig.1 Flow control valve geometry model

2.2 聲場(chǎng)計(jì)算模型與邊界條件

聲學(xué)網(wǎng)格最大尺寸設(shè)為20 mm，即略小于1/6最小波長(zhǎng)，閥芯附近網(wǎng)格加密。海水系統(tǒng)進(jìn)口連接海洋，流體噪聲通過介質(zhì)直接輻射到海水中，因此在管道進(jìn)口設(shè)置場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格，對(duì)進(jìn)口橫截面聲學(xué)特性進(jìn)行監(jiān)測(cè)，并在監(jiān)測(cè)面中心設(shè)置一個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，如圖2所示。

計(jì)算類型設(shè)為直接邊界元內(nèi)場(chǎng)計(jì)算，將瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入Virtual.Lab，將流體壓力脈動(dòng)映射至聲學(xué)網(wǎng)格，進(jìn)行傅里葉變換后，設(shè)定為邊界條件。管道進(jìn)出口設(shè)定全吸聲屬性，模擬聲音在進(jìn)出口無反射效果[6]。

圖2 模型聲學(xué)網(wǎng)格Fig.2 Acoustic grid of the model

3 流場(chǎng)與聲場(chǎng)計(jì)算結(jié)果分析

3.1 流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果分析

首先利用RANS模型對(duì)流場(chǎng)進(jìn)行定場(chǎng)模擬，流場(chǎng)穩(wěn)定后，再用LES模型進(jìn)行非定場(chǎng)計(jì)算。計(jì)算時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)為5×10–5s，計(jì)算時(shí)間步數(shù)設(shè)為200步，殘差收斂標(biāo)準(zhǔn)10–3。模擬中得到最高頻率為10 kHz，滿足工程實(shí)際中關(guān)注的頻率范圍[7]。

流體流經(jīng)閥門時(shí)，產(chǎn)生的能量損失主要是流動(dòng)收縮引起的能量損失，漩渦的旋轉(zhuǎn)會(huì)產(chǎn)生能量損失，流動(dòng)的擴(kuò)張也會(huì)產(chǎn)生能量損失。閥門的節(jié)流作用是以流動(dòng)的能量損失為代價(jià)，閥門開度越小，能量損失越大[8]。由于湍流的作用和漩渦的出現(xiàn)使海水管路系統(tǒng)產(chǎn)生噪聲，對(duì)海水管路系統(tǒng)的工作狀態(tài)有很大的負(fù)面影響。

流場(chǎng)數(shù)值模擬結(jié)果表明：

1）閥門附近出現(xiàn)漩渦流動(dòng)。閥芯前、閥芯中、閥芯后均有漩渦產(chǎn)生，且3種工況下產(chǎn)生渦的位置大致相同；閥門前后壓差大小與渦量相關(guān)，壓差越大，渦量越大；噪聲的產(chǎn)生與渦存在直接關(guān)系，渦的變化和脫落引起管道、閥門的振動(dòng)，產(chǎn)生振動(dòng)噪聲和流噪聲。

2）工況1流場(chǎng)閥芯后存在較大的負(fù)壓區(qū)，負(fù)壓低于海水汽化壓力，發(fā)生氣蝕，導(dǎo)致嚴(yán)重的氣蝕噪聲；工況2和工況3流場(chǎng)由于存在出口背壓，無氣蝕現(xiàn)象。

圖3 不同工況下流線圖Fig.3 Pathline contour under different conditions

3.2 聲場(chǎng)計(jì)算結(jié)果分析

不同壓差下進(jìn)口截面聲壓分布（100 Hz）如圖5所示。管道進(jìn)口截面聲壓沿徑向增大，靠近管壁處聲壓級(jí)最高，這是因?yàn)榱黧w噪聲源偶極子分布在管壁。通過對(duì)3種工況下聲壓分布計(jì)算結(jié)果分析可知，隨閥門前后壓差減小，閥門流噪聲亦相應(yīng)減小，且壓差減小幅度愈大，降噪效果愈明顯。

圖4 不同工況下渦量云圖Fig.4 Vorticity contour under different conditions

由圖6可知，湍流產(chǎn)生壓力脈動(dòng)的聲壓頻譜分布在較寬的范圍內(nèi)，監(jiān)測(cè)點(diǎn)的聲壓大體上遵循隨頻率增大快速降低并逐漸趨于小范圍內(nèi)波動(dòng)的規(guī)律，噪聲峰值點(diǎn)出現(xiàn)在100 Hz。對(duì)比頻譜圖中3種壓差下頻率響應(yīng)曲線亦可知，閥門噪聲隨閥門前后壓差減小而減小。

由此可知，閥門噪聲與閥門前后壓差之間存在關(guān)聯(lián)，即壓差越大，噪聲越大；壓差越小，噪聲越小。

4 結(jié) 語

通過對(duì)2種壓差下流量調(diào)節(jié)閥聲學(xué)特性進(jìn)行計(jì)算，可以得到的結(jié)論如下：

1）適當(dāng)降低閥門前后壓差可以有效降低閥門噪聲，對(duì)于船舶系統(tǒng)閥前壓力固定時(shí)，可以通過增加背壓的方法進(jìn)行系統(tǒng)降噪；

圖5 監(jiān)測(cè)面聲壓級(jí)分布（100 Hz）Fig.5 Acoustic pressure distribution on the monitoring surface (100 Hz)

圖6 三種工況下聲壓頻譜分布Fig.6 Acoustic pressure frequency spectrum distribution under three conditions

2）閥門噪聲以低頻噪聲為主，在頻率較低范圍內(nèi)，聲壓級(jí)較高；

3）基于CFD技術(shù)流體噪聲仿真預(yù)報(bào)計(jì)算量小，效率高，具有很大的工程實(shí)用價(jià)值。

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Numerical simulation study on the effect of differential pressure on the noise characteristics of ship seawater system

FANG Chao,MA Shi-hu,CAI Biao-hua,YU Jian
(Wuhan Second Ship Design and Research Institute,Wuhan 430064,China)

Valve noise is an important source of naval seawater system noise.Valve noise mainly includes vibration noise,cavitation noise and flow noise.Under high valve differential pressure,the effect of flow noise is more prominent.Based on CFD and acoustics numerical simulation method,noise fields were calculated under different valve pressure including 1.8 MPa,1.0 MPa and 0.6 MPa.Comparing the results,the effectiveness of reducing the noise of valve by reducing the pressure difference was verified.

valve；flow noise；CFD

U664

A

1672 – 7649(2017)10 – 0151 – 04

10.3404/j.issn.1672 – 7649.2017.10.030

2016 – 10 – 09；

2016 – 11 – 01

方超(1991 – )，男，碩士研究生，研究方向?yàn)闄C(jī)械系統(tǒng)與裝置。