通海管路出水管末端管径对水动力噪声的影响研究

潘国雄，贾晓丹，张生乐，夏 苑，刘 洋

(武昌船舶重工集团有限公司，湖北 武汉 430060)

0 引 言

舰船上含有大量的输送水、油、气等管路系统，其中出水管是通海管路系统的重要组成部分，承担着海水介质由内部流向外界的作用[1-3]。出水管形式多样，有直管、弯管、变截面管等，其中以均匀等直圆管最为普遍。出水管的振动噪声是由出水管自身机械振动或管路内海水介质运动诱发振动产生的[4-6]。在通海管路系统中，出水管管口直接与通海口的出水腔相对接，出水管末端管口流速直接影响通海口水动力噪声大小。因此，研究通海管路出水管末端管径对水动力噪声的影响具有重要意义。

本文选取通海管路出水管末端管径为研究对象，采用数值仿真方法研究了不同管径尺寸对水动力噪声的影响，最终得出一种较优的通海管路出水管末端管径尺寸。

1 管径扩大方案设定

在保证通海管路出水管始端入口流速不变的条件下，为了降低出水管和出水腔连接处交界面的流体速度，进而降低通海管路系统的水动力噪声，将出水管末端管径尺寸进行扩大，扩大倍数分别设定为1.05 倍，1.1 倍，1.15 倍，1.2 倍，1.5 倍，1.8 倍和2.0 倍，原始模型和扩大1.5 倍模型如图1 所示。

2 数值仿真计算

采用Ansys Workbench 中的DM 进行整个计算域的几何建模，该几何模型包括出水管，进水管，补水管，通海口，外流域。然后，采用Ansys Workbench 中的Icem CFD 分区进行网格划分。整个计算域的原始模型网格如图2 所示。

在边界条件设置时，将出水管设定为速度入口，进水管设定为压力出口，整个计算域采用固壁边界条件。在栅栏孔附近设定声源面。时间步长设定为5.0×10-5，每个时间步最大迭代次数设为20，因此，能捕捉到频率最大值为10 kHz。在计算过程中，先通过标准k-ε 湍流模型计算定常情况下的数值解。算至收敛后，将定常计算的最后一步作为初始值导入LES 中进行非定常计算。待LES 计算至稳定后，再打开FWH 声学模块进行水动力噪声计算。

图 1 原始模型和1.5 倍模型的示意图Fig. 1 Schematic graph of original model and 1.5 times model

图 2 原始模型网格划分Fig. 2 Mesh generation of original model

3 噪声分析

3.1 工况1

将通海管路出水管末端管径扩大不同倍数后，在工况1（出水管始端入口流速设定为2.25 m/s，补水管关闭）条件下，仿真计算得出相应的时域图、频谱图、对数横坐标频谱图和总声压级图，如图3 所示。

在工况1 条件下，从时域图3（a）可知，通海管路出水管末端管径扩大前（即原始模型）的声压幅值明显高于管径扩大不同倍数后（即不同倍数模型）的声压幅值。在时域范围内，出水管末端管径扩大前后的声压分布趋势各不相同。从频谱图3（b）可知，在整个频段范围内，通海管路出水管末端管径扩大前后的声压级分布趋势相同，且均存在波峰和波谷。从对数横坐标频谱图3（c）可知，在出水管末端管径扩大前后，低频区域均是噪声的主要来源，并且出水管末端管径扩大后，主要是对低频段的声压级起到降低效果。在总声压级图3（d）中，将原始模型的扩大倍数取为1，其他模型的扩大倍数均用相应数字表示，比如1.05 倍模型对应数字1.05。在仿真计算范围内，通海管路出水管末端管径扩大不同倍数后均有降噪效果，但是降噪效果并不是随着扩大倍数的增大呈现出线性关系，而是当出水管末端管径扩大1.1 倍时，所对应的总声压级最小。

图 3 工况1 噪声对比Fig. 3 Comparison of noise in working condition one

3.2 工况2

为了进一步分析通海管路出水管末端管径在不同扩大倍数下的声学性能，选取工况2（出水管始端入口流速为2.038 m/s，补水管关闭）条件下，再次进行水动力噪声仿真计算。现将出水管末端管径扩大前后的时域图、频谱图、对数横坐标频谱图如图4 所示。

图 4 工况2 噪声对比Fig. 4 Comparison of noise in working condition two

在工况2 条件下，从时域图4（a）可知，通海管路出水管末端管径扩大前后的声压幅值无明显变化规律，扩大模型对应的声压幅值与原始模型对应的声压幅值相比，有的声压幅值偏高，有的声压幅值偏低，这说明出水管末端管径扩大不同倍数后并不是均具有降噪效果。对比频谱图3（b）和4（b）可知，在2 种工况下，尽管通海管路出水管末端管径扩大了不同倍数，但是对应的声压级分布趋势仍然相同，且均与原始模型的声压级分布趋势相同，均存在波峰和波谷。对比对数横坐标频谱图3（c）和4（c）可知，在2 种工况下，低频区域均是噪声的主要来源。把出水管末端管径扩大后，主要在低频段起到降噪效果。

在工况1 和工况2 下，将出水管末端管径的扩大倍数与总声压级的定量关系叠加到一起，形成图5 所示曲线。可知，在2 种工况下，通海管路出水管末端管径的扩大倍数和总声压级之间的定量关系曲线变化趋势类似，即随着扩大倍数的增加，总声压级逐渐减小，当扩大倍数为1.1 时，总声压级达到最小值。然后随着扩大倍数的增加，总声压呈现增大与减小相交替的变化趋势。在同一扩大倍数下，工况1 的总声压级均高于工况2 的总声压级。

图 5 两种工况总声压级对比Fig. 5 Comparison of OSPLs in two working conditions

4 流速分析

在工况2（出水管始端入口流速为2.038 m/s，补水管关闭）条件下，出水管和出水腔交界面附近位置的流速分布情况如图6 所示。可以发现，原始模型和1.1 倍模型的出水管末端没有产生漩涡，其他倍数模型的出水管末端均产生了面积或大或小的漩涡。

对于1.1 倍模型来说，将通海管路出水管末端管径扩大后，出水管的部分管段由原来的直管段变成了扩张管，增大了末端管口的截面积。同时，由于出水管始端入口流速一定，且管内无涡流，因此，出水管末端管口位置的流速相对变小，出水腔内流速也相对变小，进而降低了水动力噪声，故1.1 倍模型是讨论范围内的最佳模型，即通海管路出水管末端管口扩大1.1 倍时，减振降噪效果最佳。

对于其他倍数模型来说，尽管出水管始端流速一定，末端管口尺寸变大，但是管内存在涡流，因此出水管中流体顺向通过末端管口的有效截面未必变大，有时甚至产生明显变小的现象。例如，从2 倍模型的流体速度矢量图（图6（h））可以看出，由于漩涡的存在，导致流体流入出水腔的有效截面变小，流速迅速变大，导致水动力噪声增大。

图 6 不同模型的流体速度矢量图sFig. 6 Flow velocity vectors for different models

5 结 语

1）通海管路出水管末端管径扩大1.1 倍时，总声压级达到最小值，减振降噪效果最佳。

2）对于通海管路出水管末端管径来说，在同一扩大倍数下，工况1 的总声压级均高于工况2 的总声压级。

3）原始模型和1.1 倍模型的出水管末端没有产生漩涡。其他倍数模型的出水管末端均产生了面积或大或小的漩涡。