基于數(shù)值計算的蒸汽管路支管與雙彎頭流噪聲預報

張生樂，魏 筆，潘國雄，靖紅順

(武昌船舶重工集團有限公司，湖北武漢430060)

0 引言

相比海水、滑油等系統(tǒng)，蒸汽管路系統(tǒng)具有組成設備多、高溫、高壓、高流速等特點，其噪聲性能與管路特性間的影響關系更為復雜，噪聲控制的要求和難度也相應提高。蒸汽管路內高速流動的蒸汽處于湍流的流動狀態(tài)時，系統(tǒng)振動和流場分布的復雜性［1－3］主要表現(xiàn)在2個方面:一是湍流流動使管路元器件內部表現(xiàn)出作用于流體上的激勵源 (噪聲源)特征，這種內部激勵源的作用往往比較強，會引起較為強烈的結構振動;二是湍流流場本身雜亂無章，內部壓力波的傳播規(guī)律與在層流流場及靜止流場中的傳播規(guī)律不同，與其他類型流場內部壓力波傳播及流激振動的規(guī)律也有一定區(qū)別。為保證蒸汽管路低噪聲設計時局部管路布置合理性，有必要開展其流噪聲性能研究。

本研究將通過仿真手段，選取具有代表性的蒸汽管路支管與雙彎頭為研究對象，采用流體動力學和有限元方法計算管路內部流場分布特性，分析支管與雙彎頭間距對內部流體速度場、壓力場和聲功率級分布規(guī)律的影響，為蒸汽管路的低噪聲設計和布置工藝提供參考［4－5］。

1 蒸汽系統(tǒng)的網(wǎng)絡模型

蒸汽管路布置復雜，管徑變化大，管內是可壓縮、有粘性的流體，還存在兩相工作介質，工況變化時管路內部流體的流動特性瞬態(tài)變化復雜，難以完整地建立起能詳細描述其運動過程的流體力學方程。因此，目前處理這類問題時常將蒸汽管路看作無源部件，采用流體網(wǎng)絡建模技術進行仿真。將流體網(wǎng)絡看作由節(jié)點和有向支路構成的網(wǎng)絡，忽略有向支路與外界的質量和熱量交換，把管系內流體的傳輸和瞬變問題簡化成一個只求流體網(wǎng)絡各個節(jié)點處的瞬態(tài)壓力和各支路上流量的問題［6－9］。

根據(jù)質量守恒定律，對所有流體網(wǎng)絡節(jié)點滿足:

式中:n為內部節(jié)點個數(shù);m為外部節(jié)點個數(shù);Mi為內部節(jié)點i中流體的質量;qmij為內部節(jié)點i和內部節(jié)點j之間的質量流量;FEik為內部節(jié)點i和外部節(jié)點k之間的質量流量;Dij為內部節(jié)點i和內部節(jié)點j之間的連接方式，反映了2節(jié)點之間流體的方向:

式中DEik為內部節(jié)點i和外部節(jié)點k之間的連接方式，反映了系統(tǒng)邊界處流體的方向。

由于節(jié)點內流體的質量是該節(jié)點的壓力、溫度和組分的函數(shù)，通常壓力的變化遠遠大于溫度和組分的變化，可以看成節(jié)點內流體的質量僅與該節(jié)點的壓力有關，那么可得:

將式(2)代入式(1)可得流體網(wǎng)絡模型的節(jié)點壓力方程:

由于忽略有向支路與外界的質量和熱量交換，那么各節(jié)點的壓差和焓變之和與所有支路的阻力損失相等:

式中:Hij為內部節(jié)點i到內部節(jié)點j的焓變，Rij為內部節(jié)點i和j之間的流體流動阻力系數(shù);REik為內部節(jié)點i和外部節(jié)點k之間的流體流動阻力系數(shù)。Rij和REik的取值均與管路的流動特性有關。

式(3)～式(5)構成本文仿真計算的流體網(wǎng)絡模型。實踐證明，流體網(wǎng)絡方法在處理仿真精度不高的小直徑蒸汽管網(wǎng)時比較有效。

2 支管與雙彎頭流噪聲仿真計算及其計算分析

2.1 支管與雙彎頭三維模型的建立

根據(jù)實際常用的蒸汽管路尺寸參數(shù)，選取2個不同管徑的支管與雙彎頭進行研究［10］，管徑參數(shù)分別為Φ108 mm×4 mm和Φ45 mm×3 mm;支管與雙彎頭的間距設置為3d，4d，6d和11d(d為內徑);計算工況設置為:蒸汽壓力1.15 MPa，蒸汽溫度186℃，蒸汽密度5.877 kg/m3，速度42 m/s。采用三維建模軟件Solidworks對支管與彎頭建模，支管段的長度取為5 d，彎頭的彎曲半徑取為2 d，彎頭直管段的長度取為5 d，三維模型如圖1所示。

圖1 支管與雙彎頭計算模型示意圖Fig.1 Branch pipe and double elbow calculation model diagram

2.2 支管與雙彎頭模型網(wǎng)格劃分

采用ICEM CFD對管路流場區(qū)域進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格類型采用四面體和棱柱體網(wǎng)格相結合，其中Φ108 mm×4 mm管路網(wǎng)格最大尺寸10 mm，Φ45 mm×3 mm管路網(wǎng)格最大尺寸5 mm。各計算模型的網(wǎng)格數(shù)和節(jié)點數(shù)如表1所示。

表1 計算模型的單元數(shù)和節(jié)點數(shù)Tab.1 The number of units and nodes

進口面設置為入口 (intet)，出口面設置為出口(outlet1和outlet2)，壁面的設置為wall。將網(wǎng)格模型輸出為Fluent軟件能識別的.msh文件。流場計算區(qū)域的網(wǎng)格模型如圖2所示 (以管徑參數(shù)Φ108 mm×4 mm，支管距前后彎頭間距3 d為例)。

圖2 支管和彎頭網(wǎng)格劃分Fig.2 The grid division of branch pipe and double elbow

2.3 邊界條件及流體參數(shù)設置

1)流體狀態(tài):流體介質為飽和蒸汽，將其設置為可壓縮理想氣體;流體狀態(tài)為湍流，采用標準K－ξ湍流模型;壓力—速度耦合方式采用SIMPLE法;流體密度5.877 kg/m3，等壓比熱1 932.6 J/(kgK)，導熱系數(shù)0.037 W/(mK)，動力粘度0.000 055 kg/(ms)。

2)入口條件:根據(jù)實際工況，將入口條件設為速度入口邊界條件:速度大小設置為42 m/s，方向為沿進口平面法線方向。水力直徑為d，入流湍流強度大小為0.16 Re－0.125，其中雷諾數(shù)Re=vdρ/μ(μ為動力粘度)。

3)出口條件:2個出口均設為自由出流，且設置2個出口的流量相同。

4)參考壓強:采用Fluent默認設置:參考壓強為101 250 Pa。參考壓強位置設置在彎管模型外的點 (－1 000，0，0)處 (單位為mm)。

5)壁面條件:固壁面采用無滑移邊界條件，臨近壁面的區(qū)域采用標準壁面函數(shù)。

2.4 支管與彎頭內流場流動特性及流噪聲計算分析

選用Fluent中BNS(broadband noise source)模型，設置遠場密度1.225 kg/m3，遠場聲速340 m/s，基準聲功率10～12 W，傅里葉模數(shù)50。對支管與雙彎頭內流場進行穩(wěn)態(tài)分析，計算收斂后，分析不同方案時速度分布與壓力分布。

支管與雙彎頭間距不同時，速度、壓力、噪聲聲功率級分布的變化趨勢基本一致，下文僅以支管距前后彎頭11 d為例給出仿真計算分析結果圖。管徑參數(shù)為Φ108 mm×4 mm的支管與彎頭內流場流動特性及流噪聲計算結果如圖3～圖5所示。

圖3 支管與彎頭縱截面速度分布Fig.3 Velocity distribution at Longitudinal section

圖4 支管與彎頭縱截面壓力分布Fig.4 Pressure distribution at Longitudinal section

圖5 支管與彎頭縱截面噪聲聲功率級分布Fig.5 Sound power levels distribution at Longitudinal section

圖3～圖5表明，速度最大值分布在支管出口至2個彎頭之間靠近內側管壁的位置，速度最小值分布在支管出口至2個彎頭之間靠近外側管壁的位置，壓力最大值分布在支管出口對流處，最大噪聲聲功率級分布在支管出口至2個彎頭之間處于管中心的位置。

圖6為不同布置間距的支管與雙彎頭最大噪聲聲功率級對比曲線。由圖可知，支管與前后彎頭間距從3 d增大到4 d時，最大噪聲聲功率級逐漸增大;間距從4 d增大到6 d時，最大噪聲聲功率級逐漸減小;間距從6 d增大到11 d時，最大噪聲聲功率級呈緩慢下降的趨勢。總體幅值變化小于1.5%，最大變化值為1.1 dB，表明支管與前后彎頭間距在3～11 d之間變化時，最大噪聲聲功率級幅值變化很小。

圖6 支管與前后彎頭最大噪聲聲功率級隨布置間距的變化曲線Fig.6 The curve of maximum sound power levels change with space

管徑參數(shù)為Φ45 mm×3 mm的支管與彎頭內流場流動特性及流噪聲計算結果如圖7～圖9所示(以支管距前后彎頭11 d為例)。

圖7 支管與彎頭縱截面速度分布Fig.7 Velocity distribution at Longitudinal section

圖7～圖9表明，速度最大值分布在支管出口至2個彎頭之間靠近內側管壁的位置，速度最小值分布在支管出口至2個彎頭之間靠近外側管壁的位置，壓力最大值分布在支管出口對流處，最大噪聲聲功率級分布在支管出口至2個彎頭之間處于管中心的位置。

圖8 支管與彎頭縱截面壓力分布Fig.8 Pressure distribution at Longitudinal section

圖9 支管與彎頭縱截面噪聲聲功率級分布Fig.9 Sound power levels distribution at Longitudinal section

圖10為不同布置間距的支管與彎頭最大噪聲聲功率級對比曲線。由圖可知，支管與前后彎頭間距從3 d增大到4 d時，最大噪聲聲功率級逐漸減少;間距從4 d增大到6 d時，最大噪聲聲功率級逐漸增大;間距從6 d增大到11 d時，最大噪聲聲功率級保持不變。總體幅值變化小于1%，最大變化值為0.8 dB，表明支管與前后彎頭間距在3～11 d之間變化時，最大噪聲聲功率級幅值變化很小。

圖10 支管與前后彎頭最大噪聲聲功率級隨布置間距的變化曲線Fig.10 The curve of maximum sound power levels change with space

3 結語

本文結合 Solidworks建模、ICEM網(wǎng)格劃分、Fluent數(shù)值計算分析了蒸汽管路支管與雙彎頭不同布置間距情況下流噪聲特性。研究表明，管徑參數(shù)不同時，支管與雙彎頭間距在3～11 d之間變化對分析流場聲功率級影響較弱，各方案聲功率最大幅值差異小于1.5%，工程蒸汽系統(tǒng)管路低噪聲設計時為保證研究管段聲學狀態(tài)，可依據(jù)實際安裝環(huán)境將支管與雙彎頭在研究間距范圍內合理進行選取，為蒸汽管路低噪聲設計提供了有效參考。

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