基于BEM/FEM的船舶注水系统管路噪声分离预报

方 超，蔡标华，马士虎，俞 健

（武汉第二船舶设计研究所，武汉 430205）

船舶海水系统辐射噪声作为总体辐射噪声的重要组成部分受到越来越多的关注。当海水系统与海洋环境相通时，海水系统产生的噪声直接向海洋环境辐射，对总体噪声产生较大的影响。近年来，针对海水系统噪声问题，许多学者进行了大量研究，提出了很多有效的降噪方法。杨元龙等[1]采用偏心多级节流孔板的方法对船用大压降给水管道流噪声进行治理，并取得了较好的降噪效果；L Liu等[2]对多级节流阀和单级节流展开对比研究，结果表明多级节流阀可以有效抑制高压差系统的气蚀噪声。然而，有关海水系统辐射噪声的分离预报研究却较少见诸报端。

按照噪声产生的机理，海水系统辐射噪声主要由流噪声和流激振动辐射噪声组成。本文以船舶注水系统作为研究载体，采用数值模拟的方法，基于边界元法和有限元法对船舶注水系统辐射噪声进行分离预报。基于数值模拟计算结果，分析流噪声和流激振动辐射噪声声压级频谱特性及两种类型噪声能量在总体辐射噪声能量中的贡献比，为注水系统的噪声治理指明方向。

1 注水系统装置及噪声定位

1.1 注水系统装置

船舶注水系统管路平面布置如图1所示，注水系统管路主要由进水管道、流量调节阀、浮力调整水舱以及弯头等附件组成。

图1 注水管道平面布置简图

舷外海水在系统进口和浮力调整水舱之间压力差的作用下通过流量调节阀注入浮力调整水舱。注水管道穿过舷侧外壳和船内舱壁，以焊接的方式与二者刚性连接。阀门进出口与船内舱壁和舷侧外壳间的管道长度均为1 000 mm，管道厚度为7 mm，内径为100 mm，管道材质为铁白铜。

1.2 系统主要噪声源分析与定位

注水系统在进出口压差1.8 MPa下，为适应注水时间要求，系统注水流量设定为120 t/h。系统注水过程有效水功率占比较小，系统能量损失全部转化为热能、声能以及振能。虽然现阶段水力功耗转为声能的影响条件、传递系数等涉及流固耦合方面的机理尚不明确。然而，一般意义而言，水力功耗的增加会增大系统的振动和噪声[3]。

本文采用系统仿真软件FLOWMASTER建立自流注水系统的一维仿真模型，计算分析注水系统大压差注水时各元件阻力系数及能量损失的分布情况，旨在确定大压差注水工况下系统主要的耗能部件。系统仿真模型如图2所示。

图2 自流注水系统一维仿真模型

元件6为注水系统流量调节阀，对系统进行节流，开度可调。仿真模型中采用局部阻力元件3和元件5替代原系统中的多个水力弯头及系统中常开的阀门，元件2、元件4、元件7均为长度5 m、通径0.1 m的管道。

计算工况下阀门开度为18%，系统流量为120 t/h。计算类型选择不可压缩稳态水力计算，进出口均选择压力边界条件。根据船舶注水系统运行进口特点，系统进口设为18 bar，出口设为0 bar，流体介质为海水。计算工况的系统仿真计算结果如表1所示。

表1 系统仿真计算结果

从仿真计算结果可以看出：

(1)系统管路的水力功率能量主要耗散在部件上，系统沿程损失的能量占比较小；

(2)系统损失的能量中阀门节流损失的能量最多，占比超过92%。因此阀门是船舶自流注水系统的主要发声部件，对注水系统噪声进行分离预报时只需要选择位于舷侧外壳和船内舱壁之间的阀门及管道作为计算模型，如图1中虚线部分所示。

2 计算方法及模型

2.1 数值计算方法

对于流噪声预报，利用FLUENT软件进行流场仿真计算，提取流场计算结果中的壁面脉动压力。流噪声主要由单极子声源、偶极子声源以及四极子声源组成，在低马赫数下，单极子和四极子声源可以忽略，偶极子是系统主要噪声源[4–6]。因此，将脉动压力映射至声学网格，进行傅里叶变换后作为偶极子噪声源在Virtual.Lab中计算系统流噪声。流噪声计算流程如图3所示。

图3 流噪声预报流程

对于流激振动噪声预报，计算得到管道及阀门壁面的脉动压力。在Virtual.Lab中分别计算模型的声学模态和干模态，然后基于两种模态计算结果进行耦合模态计算。结构振动计算时，考虑流体对结构的单向耦合作用，即忽略管道及阀门结构振动对管内流体的影响。导出流场计算结果中壁面脉动压力作为激励源映射至结构网格，添加耦合模态后进行流固耦合作用下的结构振动计算，最后进行声辐射计算。流激振动噪声计算流程如4所示。

图4 流激振动噪声预报流程

2.2 流场计算模型

注水系统离散后的计算模型如图5所示。阀芯附近流道拓扑结构复杂，阀门两端延长管道拓扑结构相对简单，为兼顾计算效率和计算精度，采用混合网格的划分方案，即流量调节阀附近采用非结构化的四面体网格且网格适度细化，两端延长管道采用结构化的六面体网格，管道及阀内壁面附近采用加密的边界层网格，三种网格总数约为236万。经过多次调整保证y+max≈5，同时经过网格无关性验证，计算残差曲线收敛良好，满足计算精度要求。

图5 流场计算网格模型

注水系统进口边界设为压力进口1.8 MPa，出口边界设为压力出口0，系统流量为120 t/h时的流量调节阀开度由数值试验确定。参考压力为一个标准大气压，海水介质属于黏性流体，在管壁以及阀芯内壁处，速度的边界条件满足无滑移条件，即固壁上的速度U=0。管道内的流体性质如下：温度为室温288 K，密度为ρ=1 000kg/m3，运动黏性系数为υ=1.0×10-6m2/s。

2.3 声场计算模型

流噪声数值模拟计算模型如图6所示，计算模型包含两部分：声学网格和场点网格。流噪声声场计算采用边界元法，因此声学网格为面网格。计算中，声学网格为流噪声的声源面，场点网格为声学特性的监测面，主要作用是捕捉所在位置的声压、声强等声学特性参数，相当于布置在声场中的传感器阵列。管道及阀门的壁面产生的噪声只向内场传播，管道进出口设置全吸声属性，模拟系统进出口声波无反射。

图6 流噪声声场计算模型

流激振动噪声计算模型如图7所示，计算方法采用声学有限元法，声学有限元法为实体网格，因此无需场点网格即可捕捉计算域内所有声学信息。

图7 流激振动噪声计算模型

流激振动噪声计算模型由两个部分组成：结构网格和声学网格。结构的振动通过网格模型内表面传递给声学有限元网格表面，然后进行噪声辐射计算。

3 结果及分析

3.1 流场分析

注水系统内流道流场计算采用计算流体力学通用软件FLUENT，计算的步骤是：首先利用基于k-ω模型的SST湍流模型进行内流道稳态计算，流动达到稳定状态后，在稳态计算的基础上再采用大涡模拟LES模型进行非稳态计算。

图8是阀门及管道内流道压力分布云图，从图上可以看出，最低压力区出现在阀后区域，并且低压区面积较大，最低压力为-4.036 Pa×105Pa，此压力低于常温下的饱和蒸汽压力，因此阀后海水发生空化，诱发空化噪声[7–8]。在调节阀前后高压差的作用下，海水介质经过阀门时，流通面积收缩导致海水流速迅速提高。由伯努利方程可知，海水流速迅速增大伴随着海水压力的迅速降低，直到低于饱和蒸汽压力发生空化。

图8 系统流道压力分布云图

图9是阀门及管道内流道湍动能分布云图，湍动能与流体介质的速率变化有关，能直接反映速率变化的快慢，湍动能高的部位说明流体速率变化的梯度比较大，速率变化梯度大容易形成强大的剪切层，强剪切层在大雷诺数流动中会失稳卷成漩涡，从而形成涡流噪声[7–8]。因此阀门设计时，应尽量使流道内流体介质流速均匀、平稳，这也是阀门降噪关注的重点。从湍动能云图可以看出，调节阀内流道最高湍动能为182.8 m2/s2，流速急剧变化的区域主要集中阀芯出口以及阀后区域。

图9 注水系统流道湍动能云图

3.2 模态分析

管道系统内没有流体的情况下，即真空中的结构模态被称为干模态。对于注水系统而言，海水密度是空气的800多倍，声速是4.35倍左右，系统结构与海水接触，固体的机械阻抗与水的声阻抗比值相对较小，大约是数十倍，因此海水对管道及阀门结构的作用不能忽略。计算脉动压力激励结构振动之前需要计算耦合模态，即考虑声腔的模态与结构干模态的耦合作用。前6阶耦合模态固有频率和最大振幅计算结果如表2所示。

3.3 声压级频谱特性分析

流噪声和流激振动噪声监测点均布置在位于系统进口的监测面中心，提取监测点声压级数据可得到两类噪声的声压级频谱曲线，如图10所示。从曲线对比图中可以看出，流噪声随频率的升高呈不断下降趋势，5 000 Hz以后流噪声声压级不再下降，在小范围内波动，声压级的范围为93.26 dB～187.29 dB，而流激振动辐射噪声则随频率变化无明显规律,声压级变化范围为65.02 dB～169.01 dB。

图10 监测点流噪声与流激振动辐射噪声声压级频谱曲线

流激振动辐射噪声的频谱最大峰值点出现在80 Hz左右，其余线谱分别出现在290 Hz、510 Hz、660 Hz、1 490 Hz、2 050 Hz、2 230 Hz、2 540 Hz、2 910 Hz、4 390 Hz、4 810 Hz。通过与表1前6阶模态对比可以看出，流激振动辐射噪声频谱曲线的峰值均出现在结构的固有耦合频率附近。

表2 前6阶模态固有频率和最大振幅

表3 两种类型的噪声对比

两种噪声在10 kHz内声压级波动范围、中间幅值、平均幅值见表3，流噪声的波动范围比流激振动辐射噪声的波动范围大，幅值范围分别为103.99 dB和94.03 dB，流噪声的平均幅值为133.52 dB，流激振动辐射噪声的平均幅值为99.12 dB，流噪声频域声压级均值较流激振动辐射噪声高34.4 dB。因此，流噪声声压级幅值整体较流激振动噪声大。

3.4 噪声能量贡献分析

根据噪声测量系统的指定带宽声压级计算公式，假设声学数值计算中的频率分辨率为Δf，则数值计算中频率范围为(f0,f)的声压总级的计算公式如式（1）所示。

假设流噪声的声压级为Lpf，流激振动噪声的声压级为Lpv，经过能量叠加计算可以得到流噪声的声压级Lpf=209.240 dB，流激振动辐射噪声的声压级级Lpv=179.020 dB。因此在监测点处，流噪声的声压级较流激振动辐射噪声声压级高30.22 dB。监测点处流噪声和流激振动噪声能量相互叠加，类似地，可以得到两种噪声在监测点处的总声压级的计算公式如式（2）所示。

因此可以计算得到自流注水系统在系统进口截面中心点的声压级LpA=209.244dB。假设某种类型噪声声压级为Lpi，此种类型噪声在监测点处的能量贡献占比由Ri表示，其计算方法如式（3）所示。

计算得到流噪声和流激振动噪声能量贡献占比分别为99.91%和0.09%。由此可见，流噪声是自流注水系统管口辐射噪声的主要噪声源，结构振动所引起的流激振动噪声对系统总体辐射噪声的影响较小，对注水系统管口辐射噪声进行治理时应该抓住主要矛盾，优先考虑流噪声的治理。

4 结语

本文采用边界元和有限元法对自流注水系统的管口辐射噪声进行了分离预报。通过数值模拟得到自流注水系统管路的流场特性，并基于流场计算结果分别预报自流注水系统的流噪声和流激振动噪声，得到以下结论：

（1）自流注水系统的水力能量主要消耗在流量调节阀上，能量损失部分转化为声能和振能。阀门是自流注水系统的主要发声部件，自流注水系统的主要噪声源是阀门噪声。

（2）流激振动辐射噪声的声压级最大峰值点出现在80 Hz左右，与系统耦合模态1阶固有频率接近，其余较为突出的声压级峰值点亦出现在相应固有频率附近。

（3）自流注水系统两种类型噪声中流噪声能量贡献比超过99%，管口辐射噪声主要噪声源是流噪声，流噪声声压级较流激振动噪声高30.22 dB。对注水系统流噪声进行治理时应该着力于抑制流量调节阀的流噪声，后续可对注水系统阀门噪声治理展开进一步研究。