船用低噪聲布風器設計與聲學性能分析

黃偉稀，朱連海，梁 赟，王秋波，陳文華

（1.中國船舶科學研究中心 船舶振動噪聲重點實驗室，江蘇 無錫214082；2.渤海造船廠集團有限公司，遼寧 葫蘆島125004）

實船測試數據表明，除主輔機振動傳遞引起的噪聲之外，空調管路系統噪聲是船舶艙室噪聲的主要來源之一。空調系統用于創造良好的室內空氣環境，同時系統噪聲通過管路系統與管口傳遞至艙室，引起艙室噪聲問題，其噪聲源主要包括風機氣動噪聲與管路元件氣流再生噪聲，對于低速系統可以忽略氣流再生噪聲的影響，但在中高速系統中氣流再生噪聲是影響系統噪聲控制效果的關鍵因素。

船用布風器位于管路系統末端，主要用于送風散流和消聲，多數有壓力平衡裝置，使室內流動分布均勻，同時也是管路系統噪聲控制的關鍵部件。一方面，船用布風器用以消除上游管路傳播至艙室的噪聲；另一方面，布風器自身在氣流沖擊下產生的二次流噪聲不可高于前者，否則會成為一種新的噪聲源影響艙室環境，因此低噪聲布風器的設計重點是在提高傳聲損失的同時降低二次流噪聲。目前布風器的結構形式以靜壓箱結構為主，靜壓箱式布風器被廣泛應用于船舶及海洋平臺，其特點是帶有壓力平衡的靜壓箱，靜壓箱中可設置吸聲材料與結構，可發揮顯著的消聲作用。

國外對船用布風器的研究工作較為充分，目前已有成熟產品應用于海洋平臺與各類船舶，第七代鉆井平臺及S503 半潛式支持平臺上使用的靜壓箱式布風器消聲量達30 dB(A)。國內高校與科研院所也開展了相關技術與試驗研究[1-5]，初步掌握了格柵式布風器的阻力特性及二次氣流噪聲特性，但對于靜壓箱式布風器未見系統性研究，近年來國內的船用設備配套廠家也陸續形成一些消聲布風器產品，但未掌握其聲學與流體性能。在實船應用中，空調管路系統噪聲是導致艙室噪聲超標的最主要原因，管路系統管口噪聲控制仍是有待解決的難點。因此有必要開展系統性研究，通過設計與評估、試驗逐步掌握低噪聲布風器的結構設計與性能評估方法，提升布風器各項性能，為空調管路系統噪聲控制提供技術支撐。

船用布風器屬于典型的管路元件，管路元件聲學性能評估主要有理論解析法和數值分析方法。理論計算方法針對典型管路元件（如直管、彎頭、錐管、管路開口等），主要是基于特定型式結構中波動方程的推導，獲得解析解，從而計算出元件的反射系數、透射系數和傳遞矩陣等聲學參數。對于較復雜的元件（如圓形彎頭、外角尖銳的矩形彎頭等)則通過元件切分把復雜三維模型化簡為二維（C.J.Nederveen，1998[6]），或使用模態疊加方法（Miles，1947[7]）來進行計算。理論計算方法大部分得到了實驗測試的驗證，并以此為基礎形成了工程估算方法。數值分析方法用于不規則結構元件的計算，用非黏滯性可壓縮流體歐拉方程模擬聲波的傳播，確定聲壓輸入和邊界條件后用有限元軟件計算聲場，獲得管路元件的聲學參數。M.Terao 在1986[8]年用FEM方法計算了矩形彎頭、雙彎頭的聲學參數，1987年[9]使用BEM法計算了擴張腔、管口開口的聲反射與透射系數，1999年[10]用FEM方法計算了三通的聲學參數；S.Dequand 等[11]于2003年采用FEM 法計算了圓形、矩形彎頭的聲學參數。布風器為不規則結構元件，宜采用數值方法進行聲學性能評估。

管路元件氣流再生噪聲評估方法有：基于理論解析的半經驗方法和數值方法。1955年Iudin[12]首先提出了基于壓力的方法對氣流與壁面相互作用產生的氣流噪聲進行預測，推導出氣流噪聲聲功率與脈動壓力的三次方以及結構尺寸的二次方成正比。在這之后的50 多年時間里，Gordon[13-14]、Nelson Morfey[15]、Oldham[16]、Mak[17-19]等多位學者基于這一原理開展了更為充分的理論補充與試驗研究，最終形成了較為成熟的管路元件氣流再生噪聲計算方法，中國船舶科學研究中心將該方法應用于船舶空調系統管路元件氣流再生噪聲的預測，預測結果與試驗較為吻合。數值方法是近年來發展起來的計算工具，原理是以CFD軟件計算得到的非穩態流場脈動壓力作為輸入，采用聲學有限元方法計算管路元件的氣動噪聲源及其聲場分布，由于計算量較大，精度難以保證，數值方法多用于理論探索，在工程上的應用較少。

國內對船用布風器的設計缺乏針對性的研究，無法滿足實際應用需求。本文在前期研究工作基礎上，針對船舶與海洋平臺空調系統管口輻射噪聲，開展了低噪聲布風器結構設計，在兼顧氣動性能及聲學效果基礎上，提出了新型低噪聲布風器結構形式，采用數值模擬方法開展布風器阻力損失與傳聲損失的計算，采用基于理論解析的半經驗法開展了布風器氣流再生噪聲的計算評估，取得了一些有意義的結論。

1 低噪聲布風器設計原理及方案

針對海洋平臺空調管路系統特點與需求，分別從聲學及流體兩方面開展低噪聲布風器結構設計，采用靜壓箱式布風器結構形式。

1.1 設計原理

（1）聲學設計

布風器聲學特性包括二次氣流噪聲與消聲性能，氣流噪聲決定于布風器內部結構以及流動特性，而消聲性能取決于布風器內部流道設置及壁面聲阻抗。采用阻性與抗性消聲原理開展布風器聲學設計（見圖1），抗性消聲方面，設置擴張腔形成阻抗突變反射界面，減小噪聲能量傳遞；阻性消聲方面，將擴張腔分割為多個狹長吸聲流道，使聲波在傳播過程中被壁面吸聲材料吸收，降低進出之間的噪聲傳遞。經過仿真分析掌握其聲學性能影響因素及規律，進而開展迭代優化設計，形成最終的優化方案。

圖1 布風器內部流動與聲傳播示意圖

（2）流體設計

由于采用了流道分割的聲學措施，布風器阻力損失必然會增加，有必要對流道進行優化，合理采用導流措施，有效降低布風器的阻力損失，可節省空調系統能耗，同時，布風器的氣流再生噪聲與阻力損失的平方成正比，降低阻力的同時也可降低氣流再生噪聲。

1.2 設計方案

結合聲學、流體設計原理以及海洋平臺空調系統風量需求，提出了布風器設計方案（見圖2），原始方案采用現有產品常規結構形式，優化方案采用圓形腔及圓弧形吸聲隔板措施，兩者外形尺寸接近，結構參數見表1。兩者均采用靜壓箱式結構，箱體內壁貼覆25 mm 厚離心玻璃棉（容重80 kg/m3），優化方案的圓形腔及圓弧板結構用于導流，而吸聲隔板與腔體共同組成分割式流道，用于吸聲，吸聲隔板采用厚度25 mm的離心玻璃棉。為了有效降低隔板引起的阻力損失，所有吸聲材料表面采用微孔板作為襯面（孔徑0.4 mm，板厚0.3 mm，穿孔率5%），微孔板具有全透聲、小阻力的特點，在降低流動阻力的同時可發揮玻璃棉的全部作用。

表1 布風器結構參數

圖2 布風器結構示意圖（設計方案）

2 氣動性能及聲學效果評估

采用CFD 及聲學有限元方法分別開展布風器氣動性能與聲學效果計算，給出內部流場分布與進出口阻力損失值，并給出聲傳遞損失頻率曲線及布風器內部聲場分布，對設計方案進行評估與優化。

2.1 氣動性能計算

本文采用RNGk-ε湍流模型通過Fluent 軟件進行布風器內流場計算，邊界條件為入口流量、出口壓力，壁面采用絕熱無滑移邊界。根據布風器的工作流量范圍（0～550 m3/h），初始邊界條件設置為出口靜壓為大氣壓、進口流量為工作流量范圍內的設定值。

采用結構化網格，網格數量分別為84 萬與72萬，網格單元最大尺寸10 mm。結構化網格特點是：只需要存儲各網格節點及其控制容積的幾何信息，而節點之間的關聯信息可以由網格編號的規律得出，當流場分辨率相同時，這一優點使采用結構化網格的計算量少了很多。

在布風器計算中以進口壓力為監控對象，在計算前處理中就設置布風器進口壓力的監測點，并在計算過程中隨時監測其隨計算時間步的變化。當進口壓力不再隨計算時間步變化或其變化量小于1%且進出口流量的差別在1%以內時，即認為計算已經收斂。為了加快收斂速度，離散算法選為SIMPLEC 算法，離散格式先選為1 階迎風格式，達到收斂時再選為2 階迎風格式，這種設置不但加快收斂速度，而且能提高計算的精度。

兩種方案在額定流量與最大流量工況下的阻力損失計算結果見圖3所示。本文計算中僅考慮布風器腔體流道，未考慮布風器內調節閥的影響，計算結果說明布風器流道結構本身（含吸聲隔板）阻力對整體阻力性能的影響較小，遠小于調節閥引起的阻力（大于100 Pa），增加吸聲隔板等降噪措施是可行的。圓形結構布風器流道阻力小于矩形結構布風器，在外形尺寸相同的情況下，圓形結構流道阻力低于矩形結構流道，減阻效果明顯。布風器內部流速分布見圖4、圖5，可以看到，增加內導流吸聲隔板后，腔內流速分布更加均勻，避免了由于速度梯度較大引起的摩擦損耗，從而降低流道阻力。優化方案在增加吸聲隔板情況下，其阻力損失仍小于不帶吸聲隔板的原始方案，導流措施效果顯著。

圖3 不同流量下的布風器阻力損失曲線

2.2 氣流再生噪聲計算

氣流再生噪聲是指氣流在通過布風器內部結構時產生的二次氣動噪聲源，本文基于脈動壓力與靜態剪切力成正比的假設，在總結前人研究工作的基礎上，建立了通風系統管路元件氣流再生噪聲的半經驗計算方法，根據管路元件阻力損失、流速、管路元件尺寸以及K(St)曲線，計算管路元件的流致噪聲聲功率級。

圖4 350 m3/h流量下的布風器內部速度分布圖（縱截面）

圖5 350 m3/h流量下的布風器內部速度分布圖（橫截面）

氣流再生噪聲計算式[17-19]如下：

式中：SWLD為元件的1/3 倍頻帶聲功率級，d=是與元件類型有關的常數，f0為管道截止頻率，A為管道截面積，δ為元件開口面積比。

以布風器阻力損失、管口流速與布風器結構尺寸為輸入，對布風器在不同流量下的氣流再生噪聲聲功率級進行計算，計算結果見圖6。可以看到，布風器氣流噪聲以中低頻為主，兩種方案在額定流量下的氣流噪聲聲功率級均小于40 dB(A)，最大流量下聲功率級小于50 dB(A)。優化方案在最大流量工況下的氣流噪聲為43.7 dB(A)，低于多數船舶與海洋平臺（如深水半潛式支持平臺、鉆井平臺等）艙室噪聲指標值（45 dB(A)），優化方案可滿足要求。

圖6 布風器的氣流再生噪聲聲功率級頻譜

2.3 傳聲損失計算

傳聲損失指布風器入口與出口之間的噪聲傳遞衰減量，布風器位于管路系統末端，傳聲損失對于空調管路系統噪聲控制有重要意義。采用Virtual lab聲學有限元方法對布風器方案進行建模、網格劃分與聲場計算，給出布風器內部聲場分布、進出口聲傳遞損失曲線，進而給出噪聲控制效果評估結果。采用四面體網格，網格單元長度5 mm，網格單元數為59.8萬。

除進出口區域外的所有內表面設置為吸聲面（25 mm離心玻璃棉），聲阻抗數據來自試驗測試，采用AML 方法計算布風器進出口傳聲損失，AML 方法通過定義出口截面屬性（吸聲面），自動獲取進出口正向聲波的聲功率，從而計算其聲傳遞損失。計算頻率范圍為50 Hz～10 000 Hz，計算頻率為24 個1/3倍頻程中心頻率。

圖7 布風器傳聲損失曲線對比

圖8 100 Hz處布風器內部聲壓分布圖

圖9 2 000 Hz處布風器內部聲壓分布圖

傳聲損失計算結果見圖7，圖8、圖9分別是100 Hz與2 000 Hz的聲場分布圖。可以看到，相比原始方案，優化方案在200 Hz～10 000 Hz頻率范圍降噪效果顯著提高，200 Hz以下頻率降噪效果略有下降。200 Hz 以下頻率降噪效果下降的原因分析如下：原始方案中矩形腔體內存在聲波抵消現象，而新結構中的隔板阻擋減弱了抵消效果。原始方案中，布風器出口距腔體下游壁面0.275 m，聲波經過出口到達腔體下游壁面后反射至出口處與入口傳來的聲波抵消，原理為1/4 波長反相消聲，消聲峰值頻率約為300 Hz，使得300 Hz 為中心的低頻段聲波得到有效抑制。優化方案中反相消聲仍然存在，但由于入口聲波受隔板阻擋，經下游壁面反射的靠近出口中心部分反相聲波無法抵消，導致以300 Hz為中心的低頻段消聲效果有所下降。另一方面，由于隔板的吸聲作用，使得200 Hz以上效率增加的消聲效果高于反相消聲效果的下降值，導致該頻段整體效果優于原始方案，而200 Hz 以下頻率吸聲系數較低，整體效果仍低于原始方案。由于船舶空調通風系統噪聲源主要頻段為500 Hz～3 000 Hz，200 Hz 以下頻率對整體傳聲損失影響不大。

2.4 綜合性能評估

布風器綜合性能評估結果見表2。可以看到，經過外形結構、內部流道優化以及內吸聲隔板設置，優化方案在阻力特性、氣流再生噪聲與消聲效果均優于原始方案，減阻降噪效果顯著。同時，優化方案的各方面性能指標優于國外同類產品，在船舶與海洋平臺空調管路系統噪聲控制方面可發揮顯著作用。

表2 布風器綜合性能評估結果

3 結語

本文針對海洋平臺空調管路系統管口輻射噪聲，在兼顧氣動性能與聲學效果前提下，提出了低噪聲船用布風器結構形式及方案，采用流體與聲學數值模擬方法對布風器的阻力損失、氣流再生噪聲與聲傳遞損失進行仿真計算。結果表明，優化方案采用圓形外殼加內導流吸聲隔板結構，氣動性能與聲學效果均優于原始方案，阻力損失降低20 %～30%，氣流噪聲降低2 dB(A)～3 dB(A)，傳聲損失提高20 dB以上（總消聲量大于35 dB），可滿足船舶與海洋平臺空調管路系統噪聲控制需求。

主要結論如下：

（1）圓形結構布風器較矩形外殼可降低阻力損失，但外形結構對聲學性能影響較小；

（2）布風器內部圓弧形導流吸聲隔板是提高降噪效果的關鍵部件，而阻力損失增加不大；

（3）布風器內壁面吸聲材料聲阻抗對低頻降噪效果影響明顯，宜選擇容重較大的材料，以改善低頻吸聲特性。考慮到粉塵散落對人體健康的影響，未來需要開展超細纖維與針刺棉等無毒無粉塵材料的研究與應用。