基于BEM的通海閥流噪聲與流激振動(dòng)噪聲數(shù)值模擬對比研究

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 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(dòng)會(huì)產(chǎn)生壓力波動(dòng)，流體介質(zhì)的不穩(wěn)定流動(dòng)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(huì)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(dòng)，結(jié)構(gòu)振動(dòng)向海水中輻射噪聲，即為流激振動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)噪聲分別進(jìn)行數(shù)值模擬，通過將2種噪聲的數(shù)值計(jì)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(dòng)過程中，流體運(yùn)動(dòng)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(dòng)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(dòng)作用力和速度，可以把固體視作彈性體，其動(dòng)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(dòng)要遵循三大基本物理守恒定律：質(zhì)量守恒定律、動(dòng)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(dòng)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(jì)算

2.1 計(jì)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(jì)算，流場計(jì)算結(jié)果作為聲源信息用于聲場計(jì)算，流體介質(zhì)的沖擊和脈動(dòng)是流噪聲和流激振動(dòng)噪聲產(chǎn)生的根源，因此準(zhǔn)確的CFD瞬態(tài)計(jì)算是獲得精準(zhǔn)噪聲計(jì)算結(jié)果的基礎(chǔ)。

結(jié)構(gòu)離散：流場計(jì)算時(shí)，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(gè)標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，根據(jù)通海系統(tǒng)噪聲突出工況的特點(diǎn)，通海閥進(jìn)口壓力設(shè)為1.8 MPa，水艙背壓為一個(gè)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(shí)間步長設(shè)為5×10–5s，仿真時(shí)間為 0.01 s。

2.2 流場計(jì)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(dòng)并向外輻射噪聲，同時(shí)通海閥及管道壁面流體高紊流度的壓力脈動(dòng)引起流噪聲。流噪聲和流激振動(dòng)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(dòng)噪聲計(jì)算

3.1 流噪聲計(jì)算

研究表明[8–10]，管內(nèi)流動(dòng)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(xiàng)的量級與主要聲源項(xiàng)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(jì)算中可忽略不計(jì)。通海閥內(nèi)海水流動(dòng)為低馬赫數(shù)流動(dòng)，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(jì)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(jì)算，提取壁面的壓力脈動(dòng)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(jì)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(diǎn)。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(jì)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(dòng)噪聲計(jì)算

1）模態(tài)計(jì)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(jì)算時(shí)管道閥門簡化為殼結(jié)構(gòu)。海水對結(jié)構(gòu)振動(dòng)的作用不可忽略，計(jì)算脈動(dòng)壓力激勵(lì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)時(shí)應(yīng)該基于考慮海水影響的“濕模態(tài)”，即模態(tài)計(jì)算時(shí)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(diǎn)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(jì)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(dòng)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(dòng)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(dòng)變形。總體來看，對于低階模態(tài)的振動(dòng)，通海閥更容易激振，振動(dòng)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(dòng)幅度比低階模態(tài)振動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)。

2）流激振動(dòng)噪聲計(jì)算

基于通海閥與管道流場和模態(tài)計(jì)算結(jié)果，提取瞬態(tài)流場計(jì)算的壁面壓力脈動(dòng)作為流體對結(jié)構(gòu)的激勵(lì)源，在Virtual.Lab軟件中進(jìn)行通海閥流激振動(dòng)計(jì)算，然后利用聲學(xué)邊界元法計(jì)算結(jié)構(gòu)振動(dòng)向海水介質(zhì)中輻射的噪聲。流激振動(dòng)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(diǎn)。

流激振動(dòng)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(dòng)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(dòng)噪聲聲壓分布云圖Fig.8 Acoustic pressure contours flow induced vibration noise on monitoring surface

3.3 計(jì)算結(jié)果對比分析

監(jiān)測點(diǎn)流噪聲和流激振動(dòng)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(dòng)，而流激振動(dòng)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(jì)算得到流噪聲和流激振動(dòng)噪聲在監(jiān)測點(diǎn)處的總聲壓級分別為238.9 dB和138.8 dB，流噪聲較流激振動(dòng)噪聲在監(jiān)測點(diǎn)處聲壓級高100.1 dB，因此流激振動(dòng)噪聲完全湮沒在流噪聲中。

圖9 監(jiān)測點(diǎn)流噪聲與流激振動(dòng)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(shí)，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(dòng)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(dòng)，通海閥更容易激振，振動(dòng)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(dòng)幅度比低階模態(tài)振動(dòng)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(dòng)不大；

2）通海閥進(jìn)出口壓差為1.8 MPa，閥門開度為60°時(shí)，閥門進(jìn)口法蘭處管道截面中心流噪聲和流激振動(dòng)噪聲分別為238.9 dB，138.8 dB，流激振動(dòng)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(shí)應(yīng)優(yōu)先考慮流噪聲的治理。

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