通海管路出水管末端管徑對水動力噪聲的影響研究

潘國雄，賈曉丹，張生樂，夏 苑，劉 洋

(武昌船舶重工集團有限公司，湖北 武漢 430060)

0 引 言

艦船上含有大量的輸送水、油、氣等管路系統，其中出水管是通海管路系統的重要組成部分，承擔著海水介質由內部流向外界的作用[1-3]。出水管形式多樣，有直管、彎管、變截面管等，其中以均勻等直圓管最為普遍。出水管的振動噪聲是由出水管自身機械振動或管路內海水介質運動誘發振動產生的[4-6]。在通海管路系統中，出水管管口直接與通海口的出水腔相對接，出水管末端管口流速直接影響通海口水動力噪聲大小。因此，研究通海管路出水管末端管徑對水動力噪聲的影響具有重要意義。

本文選取通海管路出水管末端管徑為研究對象，采用數值仿真方法研究了不同管徑尺寸對水動力噪聲的影響，最終得出一種較優的通海管路出水管末端管徑尺寸。

1 管徑擴大方案設定

在保證通海管路出水管始端入口流速不變的條件下，為了降低出水管和出水腔連接處交界面的流體速度，進而降低通海管路系統的水動力噪聲，將出水管末端管徑尺寸進行擴大，擴大倍數分別設定為1.05 倍，1.1 倍，1.15 倍，1.2 倍，1.5 倍，1.8 倍和2.0 倍，原始模型和擴大1.5 倍模型如圖1 所示。

2 數值仿真計算

采用Ansys Workbench 中的DM 進行整個計算域的幾何建模，該幾何模型包括出水管，進水管，補水管，通海口，外流域。然后，采用Ansys Workbench 中的Icem CFD 分區進行網格劃分。整個計算域的原始模型網格如圖2 所示。

在邊界條件設置時，將出水管設定為速度入口，進水管設定為壓力出口，整個計算域采用固壁邊界條件。在柵欄孔附近設定聲源面。時間步長設定為5.0×10-5，每個時間步最大迭代次數設為20，因此，能捕捉到頻率最大值為10 kHz。在計算過程中，先通過標準k-ε 湍流模型計算定常情況下的數值解。算至收斂后，將定常計算的最后一步作為初始值導入LES 中進行非定常計算。待LES 計算至穩定后，再打開FWH 聲學模塊進行水動力噪聲計算。

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

圖 2 原始模型網格劃分Fig. 2 Mesh generation of original model

3 噪聲分析

3.1 工況1

將通海管路出水管末端管徑擴大不同倍數后，在工況1（出水管始端入口流速設定為2.25 m/s，補水管關閉）條件下，仿真計算得出相應的時域圖、頻譜圖、對數橫坐標頻譜圖和總聲壓級圖，如圖3 所示。

在工況1 條件下，從時域圖3（a）可知，通海管路出水管末端管徑擴大前（即原始模型）的聲壓幅值明顯高于管徑擴大不同倍數后（即不同倍數模型）的聲壓幅值。在時域范圍內，出水管末端管徑擴大前后的聲壓分布趨勢各不相同。從頻譜圖3（b）可知，在整個頻段范圍內，通海管路出水管末端管徑擴大前后的聲壓級分布趨勢相同，且均存在波峰和波谷。從對數橫坐標頻譜圖3（c）可知，在出水管末端管徑擴大前后，低頻區域均是噪聲的主要來源，并且出水管末端管徑擴大后，主要是對低頻段的聲壓級起到降低效果。在總聲壓級圖3（d）中，將原始模型的擴大倍數取為1，其他模型的擴大倍數均用相應數字表示，比如1.05 倍模型對應數字1.05。在仿真計算范圍內，通海管路出水管末端管徑擴大不同倍數后均有降噪效果，但是降噪效果并不是隨著擴大倍數的增大呈現出線性關系，而是當出水管末端管徑擴大1.1 倍時，所對應的總聲壓級最小。

圖 3 工況1 噪聲對比Fig. 3 Comparison of noise in working condition one

3.2 工況2

為了進一步分析通海管路出水管末端管徑在不同擴大倍數下的聲學性能，選取工況2（出水管始端入口流速為2.038 m/s，補水管關閉）條件下，再次進行水動力噪聲仿真計算。現將出水管末端管徑擴大前后的時域圖、頻譜圖、對數橫坐標頻譜圖如圖4 所示。

圖 4 工況2 噪聲對比Fig. 4 Comparison of noise in working condition two

在工況2 條件下，從時域圖4（a）可知，通海管路出水管末端管徑擴大前后的聲壓幅值無明顯變化規律，擴大模型對應的聲壓幅值與原始模型對應的聲壓幅值相比，有的聲壓幅值偏高，有的聲壓幅值偏低，這說明出水管末端管徑擴大不同倍數后并不是均具有降噪效果。對比頻譜圖3（b）和4（b）可知，在2 種工況下，盡管通海管路出水管末端管徑擴大了不同倍數，但是對應的聲壓級分布趨勢仍然相同，且均與原始模型的聲壓級分布趨勢相同，均存在波峰和波谷。對比對數橫坐標頻譜圖3（c）和4（c）可知，在2 種工況下，低頻區域均是噪聲的主要來源。把出水管末端管徑擴大后，主要在低頻段起到降噪效果。

在工況1 和工況2 下，將出水管末端管徑的擴大倍數與總聲壓級的定量關系疊加到一起，形成圖5 所示曲線。可知，在2 種工況下，通海管路出水管末端管徑的擴大倍數和總聲壓級之間的定量關系曲線變化趨勢類似，即隨著擴大倍數的增加，總聲壓級逐漸減小，當擴大倍數為1.1 時，總聲壓級達到最小值。然后隨著擴大倍數的增加，總聲壓呈現增大與減小相交替的變化趨勢。在同一擴大倍數下，工況1 的總聲壓級均高于工況2 的總聲壓級。

圖 5 兩種工況總聲壓級對比Fig. 5 Comparison of OSPLs in two working conditions

4 流速分析

在工況2（出水管始端入口流速為2.038 m/s，補水管關閉）條件下，出水管和出水腔交界面附近位置的流速分布情況如圖6 所示。可以發現，原始模型和1.1 倍模型的出水管末端沒有產生漩渦，其他倍數模型的出水管末端均產生了面積或大或小的漩渦。

對于1.1 倍模型來說，將通海管路出水管末端管徑擴大后，出水管的部分管段由原來的直管段變成了擴張管，增大了末端管口的截面積。同時，由于出水管始端入口流速一定，且管內無渦流，因此，出水管末端管口位置的流速相對變小，出水腔內流速也相對變小，進而降低了水動力噪聲，故1.1 倍模型是討論范圍內的最佳模型，即通海管路出水管末端管口擴大1.1 倍時，減振降噪效果最佳。

對于其他倍數模型來說，盡管出水管始端流速一定，末端管口尺寸變大，但是管內存在渦流，因此出水管中流體順向通過末端管口的有效截面未必變大，有時甚至產生明顯變小的現象。例如，從2 倍模型的流體速度矢量圖（圖6（h））可以看出，由于漩渦的存在，導致流體流入出水腔的有效截面變小，流速迅速變大，導致水動力噪聲增大。

圖 6 不同模型的流體速度矢量圖sFig. 6 Flow velocity vectors for different models

5 結 語

1）通海管路出水管末端管徑擴大1.1 倍時，總聲壓級達到最小值，減振降噪效果最佳。

2）對于通海管路出水管末端管徑來說，在同一擴大倍數下，工況1 的總聲壓級均高于工況2 的總聲壓級。

3）原始模型和1.1 倍模型的出水管末端沒有產生漩渦。其他倍數模型的出水管末端均產生了面積或大或小的漩渦。