基于FEM/AML的船舶海水冷卻系統(tǒng)出海管路流噪聲預(yù)報(bào)

徐國棟，孫 啟，鄭 榮

(中國船舶及海洋工程設(shè)計(jì)研究院，上海 200011)

0 引 言

船舶噪聲主要由機(jī)械噪聲、推進(jìn)系統(tǒng)噪聲和水動力噪聲3部分疊加而成[1]。隨著機(jī)械設(shè)備隔振技術(shù)和低噪聲推進(jìn)器的快速發(fā)展，船舶低速航行時，推進(jìn)系統(tǒng)噪聲和水動力噪聲可以得到有效抑制，機(jī)械噪聲便成了主要聲源，直接影響靜音型水面艦船、潛艇的聲隱身性能。船舶海水冷卻系統(tǒng)流量大、兩端直接與海洋環(huán)境相通，是機(jī)械噪聲的重要組成部分，海水系統(tǒng)中泵、閥等元件的機(jī)械振動不僅沿著管壁結(jié)構(gòu)經(jīng)支吊架傳遞至船結(jié)構(gòu)，還會沿著管內(nèi)的水介質(zhì)經(jīng)通?？谥苯酉蛳贤廨椛湓肼?，傳遞路徑相對復(fù)雜，控制難度大。近年來，減振接管[2]、管路彈性支吊架[3]的廣泛應(yīng)用極大地改善了管系向船體的振動傳遞，而通過管內(nèi)水介質(zhì)傳遞通道引起的聲輻射已經(jīng)成為海水管路噪聲控制的重點(diǎn)。董自虎等[4]利用Fluent軟件對船用通海閥內(nèi)流場進(jìn)行了仿真計(jì)算，根據(jù)其可視化結(jié)果分析了影響通海閥性能和產(chǎn)生噪聲的原因，并提出了改進(jìn)模型。張冠軍[5]以雙層加筋板為對象，應(yīng)用（FEM/BEM）方法和FEM/AML方法，對水下結(jié)構(gòu)物的輻射噪聲進(jìn)行了分析對比，驗(yàn)證了FEM/AML直接聲振耦合計(jì)算方法的準(zhǔn)確性及高效性。

海水冷卻系統(tǒng)噪聲主要由流體脈動力產(chǎn)生的流噪聲和海水泵等相連設(shè)備的工作噪聲組成，設(shè)備工作噪聲工程上主要通過提高嚴(yán)控設(shè)備指標(biāo)，提高選型要求來改善。本文采用基于Helmholtz方程的FEM/AML方法，以船舶海水冷卻系統(tǒng)舷側(cè)閥出口管路為對象，針對其額定工作狀態(tài)下的流噪聲進(jìn)行預(yù)報(bào)研究，并對比不同舷側(cè)閥水下深度、出口管徑對流噪聲的影響，為海水冷卻系統(tǒng)的降噪設(shè)計(jì)指明方向。

1 控制方程

有限元法（FEM）求解流噪聲的思路是對Helm-holtz方程進(jìn)行數(shù)值求解[6]。在流體域中任何位置處的穩(wěn)態(tài)聲壓區(qū)域V有邊界Ω包圍，在V內(nèi)滿足二階Helmholtz方程：

式中：q為頻率ω=2πf的源項(xiàng)分布；k=ω/c=2πf為聲波數(shù)；ρ0是環(huán)境流體質(zhì)量密度。邊界條件滿足：

1）壓力邊界條件Ωp

2）法向速度邊界條件Ων

3）法向阻抗條件Ωz

有限元法可以真實(shí)地模擬聲場的低頻波動特性，進(jìn)行全域計(jì)算，相對于邊界元法結(jié)果更加準(zhǔn)確，在求解內(nèi)聲場和聲輻射方面有極大的優(yōu)勢[7]。

自動匹配層方法（AML）[7]是在完美匹配層（AML）基礎(chǔ)上發(fā)展而來。PML方法在結(jié)構(gòu)物表面的有限元聲學(xué)網(wǎng)格上建立一種有限元匹配層，運(yùn)用有限元方法對該匹配層離散插值，解析傳導(dǎo)到該匹配層上的聲壓數(shù)據(jù)。根據(jù)結(jié)構(gòu)物形狀不同，采用PML方法手動建立合適模型的工作量巨大，AML方法的出現(xiàn)，只需指定結(jié)構(gòu)物有限元聲學(xué)網(wǎng)格的AML屬性及匹配層厚度，在聲學(xué)網(wǎng)格與計(jì)算域之間會自動生成完美匹配層。AML方法不僅大大減少了建立有限元模型的工作量，亦能根據(jù)計(jì)算頻率的要求，生成網(wǎng)格尺寸大小合適的有限元匹配層。對于計(jì)算水下結(jié)構(gòu)物在流場中的低頻聲學(xué)特性，AML方法速度更快，效率更高。

2 計(jì)算模型及方法

2.1 計(jì)算模型

某船機(jī)艙右舷海水冷卻舷側(cè)閥管路如圖1所示，舷側(cè)閥出口位置水線下1 000 mm。

柴油發(fā)電機(jī)冷卻水和主機(jī)冷卻水出口合并后從舷側(cè)閥排出，各設(shè)備流量、管徑等參數(shù)如表1所示。

2.2 計(jì)算方法

圖1 海水冷卻舷側(cè)閥管路圖Fig.1 The piping diagram of SW system

表1 冷卻系統(tǒng)參數(shù)表Tab.1 The data table of SW system

通過Fluent對模型進(jìn)行穩(wěn)態(tài)分析，計(jì)算收斂后以穩(wěn)態(tài)流場為初場進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算，并導(dǎo)出流固耦合面的壓力脈動數(shù)據(jù)。通常來說，流場中的壓力脈動有體積分布的四極子聲源和表面分布的偶極子聲源，低馬赫數(shù)下，四極子聲源可以忽略，偶極子是系統(tǒng)主要噪聲源[8]。因此，將脈動壓力映射至聲學(xué)網(wǎng)格，進(jìn)行傅里葉變換后作為偶極子噪聲源導(dǎo)入 Virtual.Lab中，采用FEM/AML法進(jìn)行聲場計(jì)算，計(jì)算流程如圖2所示。

圖2 計(jì)算流程圖Fig.2 The block diagram of calculation

3 流場計(jì)算

利用Ansysicemcfd將圖1模型劃分六面體-四面體混合網(wǎng)格，將網(wǎng)格導(dǎo)入Fluent，流場求解采用基于壓力的求解器，運(yùn)用SSTk-Ω湍流模型，邊界條件如表2所示。

表2 流場計(jì)算邊界條件Tab.2 The boundary conditions of flow calculation

穩(wěn)態(tài)計(jì)算收斂之后，先取大時間步長進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算，待流場壓力脈動穩(wěn)定后取小時間步長進(jìn)行計(jì)算，得到分析頻率和頻率分辨率適宜的流場壓力時域數(shù)據(jù)，管路穩(wěn)態(tài)壓力分布計(jì)算結(jié)果如圖3所示。

圖3 管路穩(wěn)態(tài)壓力分布圖Fig.3 The steady-state pressure distribution of SW system

以穩(wěn)態(tài)計(jì)算結(jié)果為初場，計(jì)算流場的瞬態(tài)計(jì)算，分析頻率上限2 500 Hz，頻率分辨率5 Hz。取舷側(cè)閥出口中心點(diǎn)為壓力檢測點(diǎn)，該點(diǎn)的壓力時間歷程曲線如圖4所示。

圖4 舷側(cè)閥出口中心點(diǎn)的壓力-時間曲線Fig.4 The pressure-time curve of discharge valve

4 聲場計(jì)算

將流場計(jì)算得到的計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入LMS Virtual Lab軟件的聲學(xué)有限元模塊中，將其轉(zhuǎn)化為等效聲源，運(yùn)用AML（自動匹配邊界層）技術(shù)可以根據(jù)聲學(xué)有限元聲輻射邊界以及物理模型自動定義吸收層和吸收系數(shù)，進(jìn)而進(jìn)行無限空間域聲學(xué)計(jì)算。聲場計(jì)算模型包含聲學(xué)網(wǎng)格和場點(diǎn)網(wǎng)格。聲學(xué)網(wǎng)格采用四面體單元，網(wǎng)格尺寸0.02 m，滿足計(jì)算需求。場點(diǎn)網(wǎng)格包括：如圖5所示的離出口正前方1 m和50 m的聲場觀測點(diǎn)和以離出口正前方1 m為中心的指向性場點(diǎn)，該指向性場點(diǎn)以X軸正方向?yàn)榉ㄏ?，Y軸正向?yàn)?°，自右向左逆時針為正向，場點(diǎn)間隔為1°，半徑為10 m；如圖6所示以舷側(cè)閥出口軸線作為對稱軸，互相相交垂直的平面場點(diǎn)。

圖5 舷側(cè)閥管段場點(diǎn)網(wǎng)格Fig.5 The field point grid of discharge valve pipe

圖6 舷側(cè)閥管段場點(diǎn)網(wǎng)格局部放大Fig.6 The partial magnification grid discharge valve pipe

計(jì)算得到如圖7～圖10所示的對應(yīng)50 Hz，100 Hz，1 000 Hz和2 500 Hz的輻射聲壓云圖。

圖7 舷側(cè)閥輻射噪聲云圖（50 Hz）Fig.7 The acoustic pressure distribution of of discharge valve（50 Hz）

圖8 舷側(cè)閥輻射噪聲云圖（100 Hz）Fig.8 The acoustic pressure distribution of of discharge valve（100 Hz）

圖9 舷側(cè)閥輻射噪聲云圖（1 000 Hz）Fig.9 The acoustic pressure distribution of of discharge valve（1 000 Hz）

圖10 舷側(cè)閥輻射噪聲云圖（2 500 Hz）Fig.10 The acoustic pressure distribution of of discharge valve（2 500 Hz）

計(jì)算得到舷側(cè)閥出口正前方1 m以及50 m處的聲壓級頻譜圖11所示。

圖11 舷側(cè)閥出口1 m和50 m處的聲壓級頻譜（參考聲壓 1 μPa）Fig.11 The acoustic pressure spectrum of discharge valve 1 m and 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

從圖11可以看出，舷側(cè)閥出口1 m處的最大聲壓級約為120 dB，出口50 m處最大聲壓級約為85 dB。隨著頻率增加，聲壓級整體呈下降趨勢，500 Hz以后，聲壓幅值下降趨于平緩。表3為舷側(cè)閥出口1 m和50 m處各分頻段及通頻段聲壓級，可以發(fā)現(xiàn)舷側(cè)閥水下聲輻射主要集中在低頻。

表3 舷側(cè)閥出口1 m和50 m處各分頻段及通頻段聲壓級對比（參考聲壓1 μPa）Tab.3 The sound pressure of discharge valve 1 m and 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

5 系統(tǒng)方案低噪聲優(yōu)化

為確定舷側(cè)閥水下排出口位置、出口管徑對海水冷卻系統(tǒng)流噪聲的影響，提出優(yōu)化方案2和方案3。與原方案的對比如表4所示。

表4 對比方案參數(shù)表Tab.4 The data table of comparing programmes

運(yùn)用FEM/AML方法計(jì)算聲場情況如圖12和圖13所示。

圖12 方案2舷側(cè)閥出口1 m和50 m處的聲壓級頻譜（參考聲壓 1 μPa）Fig.12 The programme 2 acoustic pressure spectrum of discharge valve 1 m and 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

圖13 方案3舷側(cè)閥出口1 m和50 m處的聲壓級頻譜（參考聲壓 1 μPa）Fig.13 The programme 3 acoustic pressure spectrum of discharge valve 1 m and 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

各方案舷側(cè)閥出口1 m和50 m處各分頻段及通頻段聲壓級對比如表5和表6所示。

通過對比可以發(fā)現(xiàn)，舷側(cè)閥管段管徑選用DN150、舷側(cè)排出口位于水線下1 m的方案3在全頻段都具有最低的流噪聲聲壓級。由此可見，增大管徑可以降低海水冷卻系統(tǒng)流噪聲。方案2在低頻段的聲壓級高于原方案，說明舷側(cè)閥出口水深減小會導(dǎo)致輻射聲壓的增大。

表5 各方案舷側(cè)閥出口1 m處各分頻段及通頻段聲壓級對比（參考聲壓 1 μPa）Tab.5 The sound pressure contrast of discharge valve 1 m（Reference sound pressure 1 μPa）

表6 各方案舷側(cè)閥出口50 m處各分頻段及通頻段聲壓級對比（參考聲壓 1 μPa）Tab.6 The sound pressure contrast of discharge valve 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

6 結(jié) 語

本文采用FEM/AML的方法，海水冷卻系統(tǒng)舷側(cè)閥出口管路的流場環(huán)境進(jìn)行了模擬，基于流場模擬計(jì)算數(shù)據(jù)開展了舷側(cè)閥出口輻射噪聲研究，對比了不同舷側(cè)閥水下深度、出口管徑對水下流噪聲的影響，得到以下結(jié)論：

1）海水冷卻系統(tǒng)舷側(cè)閥水下流噪聲以低頻為主，隨著頻率增加，聲壓級整體呈下降趨勢，500Hz以后，聲壓幅值下降趨于平緩。

2）通過增大舷側(cè)閥管徑、降低排出口水下位置等措施可以降低系統(tǒng)流噪聲，對靜音型水面艦船、潛艇的海水冷卻系統(tǒng)降噪設(shè)計(jì)具有重要的參考意義。