考虑系统需求的通海阀箱结构声学优化

李艳华，翁章卓，魏　强（中国舰船研究设计中心，湖北 武汉 430064）

考虑系统需求的通海阀箱结构声学优化

李艳华，翁章卓，魏强
（中国舰船研究设计中心，湖北 武汉 430064）

考虑管路系统功能需求，改变阀箱内部结构以及外形尺寸，建立 7个方案的阀箱计算分析模型。通过利用数值计算方法，对阀箱出口处 3个监测点的声压级进行计算。在此基础上，对各监测点计算结果进行对比分析，进而得到通海阀箱结构的声学最优模型。

通海阀箱；声压级；声学优化

0　引 言

通海阀箱是舰船水下辐射噪声的直接出口，且通海管路噪声特别是流噪声消减困难，会通过通海阀箱向外辐射，从而降低了舰船的生命力和战斗力，因此有必要对通海阀箱进行结构声学优化，使其噪声得到有效控制。

近些年来，对通海阀箱进行了一些计算和研究，直接或间接分析了通海阀箱的声学特性。刘少刚等［1］对利用流体力学计算软件对通海阀内结构进行改进，提出了一种新型降低通海阀内流噪声的通海阀结构。江山等［2］分析影响通海阀箱性能和产生噪声的原因，为通海阀箱内流道的优化提供改进方向。戴绍仕等［3］对比船舶海底阀箱剪切层处有无格栅情况时对剪切层的水动力特性，分析了其对稳态压力系数、脉动压力系数以及振频值的影响。郝金玉［4］利用大涡模拟湍流模型对不同跨度比海底通海阀箱流激振荡现象进行数值模拟。杨泽斌［5］根据试验情况以及船舶的结构特点，总结出高速船通海阀箱结构设计要点。通海阀箱首先应满足管路系统的功能需求，因此声学优化尽量不应改变其正常流量，或至少应把影响降低到最小程度，即不影响阀箱体积、中间挡板以及阀箱开口等结构尺寸。因此本文在考虑不影响其管路系统功能需求的前提下，从 2个方面对通海阀箱进行结构优化：1）从内部加强结构进行优化；2）从外形尺寸进行优化，通过对比分析得到通海阀箱的声学优化模型。

1　通海阀箱结构声学优化计算分析

1.1通海阀箱内部结构多方案计算分析

通海阀箱首先应满足其特定的管路系统需求，因此其阀箱体积、开口尺寸及挡板尺寸等须按水管路系统需求设计，对其改动会对系统功能造成影响。而对其进行声学优化要尽量避免影响其正常功能，因此本文对其内部结构的优化主要是在阀箱壁面优化加强筋结构，在不影响其本身功能的前提下，遵循改动最小的原则进行声学优化。

对其声学计算主要是利用 Fluent 软件计算其通海口的流噪声，通过不同方案流噪声的对比分析，得到阀箱结构的最优方案。首先建立了3个计算模型，模型编号为 a1，a2，a3，如图1～图3所示。其中 a2是在a1的基础上，在通海阀箱内壁靠近格栅的壁面上增加2 根加强筋；a3是在靠近管子的一端增加同样2根加强筋。

图1　模型 a1Fig.1　Modal a1

图2　模型 a2Fig.2　Modal a2

图3　模型 a3Fig.3　Modal a3

先运用 Fluent 对 3个模型进行流场计算，时间足够之后，启用 F-W&H 声学模型，计算 10 kHz 内的声压级。

在格栅区域的一端边缘中点处、格栅区域的中心处及格栅区域的另一端边缘中点处设置 3个监测点，编号为 1，2，3，此 3 点连成的1 条直线平分且垂直于格栅条。

此 3个点的3个方案的声压级对比曲线如图4～图6所示。其中声压参考值为 1 × 10-6Pa。

从图4～图6可明显看出，3个监测点处声压级从小到大为 a3，a1，a2，而 3个方案中 a3声压级明显小于其他方案，这与以上曲线特征相符。

图4　1号方案点声压级对比图Fig.4　Sound pressure level comparision for point 1 of three schemes

图5　2号方案点声压级对比图Fig.5　Sound pressure level comparision for point 2 of three schemes

图6　3号方案点声压级对比图Fig.6　Sound pressure level comparision for point 3 of three schemes

管道轴线截面处的流场速度矢量图和流线图如图7～图12所示。从图中可看出，a2流场最为紊乱，其次为 a1，a3情况最好。a3阀箱和闸阀中流场明显缓和，增加的球扁钢结构起了导流作用。从各点声学结果看，a3声压级最小，其次是 a1，a2的最大，声学结果与流场情况相照应。

图7　a1速度矢量图Fig.7　The velocity vector diagram of modal a1

图8　a1流线图Fig.8　The flow line diagram of modal a1

图9　a2速度矢量图Fig.9　The velocity vector diagram of modal a2

图10　a2流线图Fig.10　The flow line diagram of modal a2

图11　a3速度矢量图Fig.11　The velocity vector diagram of modal a3

图12　a3流线图Fig.12　The flow line diagram of modal a3

1.2通海阀箱外形尺寸多方案计算分析

如前所述，阀箱体积是根据管路系统需求进行设计，因此对其优化不能影响其管路系统功能需求。但对于舰船上的通海阀箱，一方面可以将同类型的阀箱进行合并，但仍然供给 2个管路系统，如图13所示。为了流量不改变底部开口加大到 2 倍，中间挡板高度不变长度为单个阀箱 2 倍。另一方面，阀箱体积保持不变，但可以改变阀箱壁面的倾角，如图14所示。因此从以上两方面改变阀箱的外形尺寸，但对管路系统的功能需求影响不大。通过以上外形改变分析其对流噪声的影响，对通海阀箱外形尺寸改变作一些初步的探索。

以声学最优方案 a3为基础，将 2个阀箱合并，命名为 a3-d，改变阀箱壁面倾角 （前后壁面与底面呈60°、70°、80°），分别命名为 a3-60，a3-70，a3-80。模型如图13～图14所示。

图13　双阀箱合并模型图Fig.13　Double model of sea chests

图14　阀箱壁面倾角 60°、70°、80° 模型图Fig.14　Three model of 60、70、80 degree of sea chest wall

监测点与 1中一致。声压级对比曲线如图15～图17所示。从图中可看出，在 2 kHz 低频段大多数监测点的新方案声压级都高于 a3；而在中频段 4个新方案声压级开始明显降低，与 a3 交错重合；到高频段后，4个新方案声压级低于 a3。

为了进行对比，将 10 kHz 声压级合成如表2所示的5个方案声压级。从表中看出，在 10 kHz以内，所有监测点声压级，a3-d 大于 a3；不同倾角方案基本趋势为从大到小依次是 a3-80，a3-60，a3-70，a3。这是由于在 2 kHz之前该系列的新方案声压级皆高于 a3而使 10 kHz以内合成声压级整体增高，这与声压级曲线在 2 kHz 之前的趋势相符。故从 10 kHz 全频段出发可认为最优方案仍是 a3。

表2　5个方案声压级对比Tab.2 Sound pressure level comparision of five plans

管道轴线截面处的流场速度矢量图和流线图如图16～图 27所示。从图中可看出，a3-d流场较 a3略微紊乱，从管道入口处到管道中较为明显，这是由于阀箱变大之后，水流进入管道前后流道截面变化剧烈，增强了湍流脉动，增高了噪声，这与声学结果情况相照应。改变倾角方案流场整体情况最好的是 a3，其次是 a3-70，最差的是 a3-60和 a3-80，与声学结果相符。这是由于阀箱壁面倾角的改变影响了流场的状态进而影响了流噪声声压级大小，流场情况与声学结果相对应。

图15　1号点声压级对比图Fig.15　Sound pressure level comparision for point 1

图16　2号点声压级对比图Fig.16　Sound pressure level comparision for point 2

图17　3号点声压级对比图Fig.17　Sound pressure level comparision for point 3

图18　a3速度矢量图Fig.18　The velocity vector diagram of modal a3

图19　a3流线图Fig.19　The flow line diagram of modal a3

图20　a3-d速度矢量图Fig.20　The velocity vector diagram of modal a3-d

图21　a3-d流线图Fig.21　The flow line diagram of modal a3-d

图22　a3-60速度矢量图Fig.22　The velocity vector diagram of modal a3-60

图23　a3-60流线图Fig.23　The flow line diagram of modal a3-60

图24　a3-70速度矢量图Fig.24　The velocity vector diagram of modal a3-70

图25　a3-70流线图Fig.25　The flow line diagram of modal a3-70

图26　a3-80速度矢量图Fig.26　The velocity vector diagram of modal a3-80

图27　a3-80流线图Fig.27　The flow line diagram of modal a3-80

2　通海阀箱结构声学优化结果

考虑管路系统的功能需求，在不影响管路系统正常流量要求的前提下，通过改变内部结构以及外形尺寸 2个方面着手，并利用改变内部结构方案中最优的结果作为改变外形尺寸方案的原始模型，进行 7个方案声学和流场的计算对比分析，寻找出 7个方案中的最优方案。

综合比较，改变内部结构方案 3个监测点处声压级从小到大为 a3，a1，a2，3个方案中 a3声压级明显小于其他方案，流场分析结果 a3情况也最好，其次为a1，最差为 a2，与声学计算结果一致。改变外形尺寸方案虽然在 2 kHz 之后噪声都得到了降低，但在 2 kHz之前噪声皆显著高于 a3，致使在 10 kHz 全频段合成声压级都高于 a3，而低频段是水下辐射噪声的重要组成部分。流场分析结果与声学计算结果也基本相一致。

故整体而言，a3 结构方案是所有方案中声学最优的方案。

3　结 语

本文考虑管路系统功能需求，利用数值计算方法，建立了7个通海阀箱结构模型，对其通海口的3个监测点声压级进行计算分析，对比其通海口流噪声以及流场计算结果，得到了基于声学考虑的最优结构方案。

［1］刘少刚，刘海丰，舒海生，等.通海阀内流道优化降低流噪声［J］.哈尔滨工程大学学报，2013，34（4）：511-516.LIU Shao-gang，LIU Hai-feng，SHU Hai-sheng，et al.Flow noise reduction of outboard valves based on internal flow path optimization［J］.Journal of Harbin Engineering University，2013，34（4）：511-516.

［2］江山，张京伟，吴崇健，等.通海阀内流场的三维数值模拟［J］.中国舰船研究，2009，4（2）：37-41.JIANG Shan，ZHANG Jing-wei，WU Chong-jian，et al.Three dimensional numerical simulation of flow fields inside sea suction valve［J］.Chinese Journal of Ship Research，2009，4（2）：37-41.

［3］戴绍仕，姚熊亮，杨国晶，等.格栅对海底阀箱剪切层处水动力特性的影响分析［J］.振动与冲击，2010，29（4）：207-212，225.DAI Shao-shi，YAO Xiong-liang，YANG Guo-jing，et al.Effect of grids on hydrodynamic characteristics of a suction box at shear layer［J］.Journal of Vibration and Shock，2010，29（4）：207-212，225.

［4］郝金玉.船舶海底阀箱水动力特性数值模拟研究［J］.舰船工程研究，2011（2）：5-8.HAO Jin-yu.Numerical simulation research on hydrodynamic characteristics of marine valve box［J］.Ship Engineering Research，2011（2）：5-8.

［5］杨泽滨.排水型高速船通海阀箱及其附件设计要点［J］.广东造船，2010，29（5）：37-39.YANG Ze-bin.Design of sea chest and its accessories for highspeed displacement vessels［J］.Guangdong Shipbuilding，2010，29（5）：37-39.

The acoustic optimization of sea chest's structure considering system requirement

LI Yan-hua，WENG Zhang-zhuo，WEI Qiang
（China Ship Design and Research Center，Wuhan 430064，China）

By changing the internal structure and overall dimensions of the sea chest，seven sea chests calculation model were installed considering pipe system requirement.Using numerical calculation method，sound pressure level of three points of sea chests were calculated.On the basis of these，the calculation results of these points were compared and analyzed.In the end，the acoustic optimization model was got.

sea chest；sound pressure level；acoustic optimization

U664.84+

A

1672-7619（2016）07-0108-05

10.3404/j.issn.1672-7619.2016.07.024

2015-12-04

李艳华（1984-），男，博士研究生，工程师，主要从事船舶振动噪声控制了开启。