基于FEM/AML的船舶海水冷卻系統出海管路流噪聲預報

徐國棟，孫 啟，鄭 榮

(中國船舶及海洋工程設計研究院，上海 200011)

0 引 言

船舶噪聲主要由機械噪聲、推進系統噪聲和水動力噪聲3部分疊加而成[1]。隨著機械設備隔振技術和低噪聲推進器的快速發展，船舶低速航行時，推進系統噪聲和水動力噪聲可以得到有效抑制，機械噪聲便成了主要聲源，直接影響靜音型水面艦船、潛艇的聲隱身性能。船舶海水冷卻系統流量大、兩端直接與海洋環境相通，是機械噪聲的重要組成部分，海水系統中泵、閥等元件的機械振動不僅沿著管壁結構經支吊架傳遞至船結構，還會沿著管內的水介質經通海口直接向舷外輻射噪聲，傳遞路徑相對復雜，控制難度大。近年來，減振接管[2]、管路彈性支吊架[3]的廣泛應用極大地改善了管系向船體的振動傳遞，而通過管內水介質傳遞通道引起的聲輻射已經成為海水管路噪聲控制的重點。董自虎等[4]利用Fluent軟件對船用通海閥內流場進行了仿真計算，根據其可視化結果分析了影響通海閥性能和產生噪聲的原因，并提出了改進模型。張冠軍[5]以雙層加筋板為對象，應用（FEM/BEM）方法和FEM/AML方法，對水下結構物的輻射噪聲進行了分析對比，驗證了FEM/AML直接聲振耦合計算方法的準確性及高效性。

海水冷卻系統噪聲主要由流體脈動力產生的流噪聲和海水泵等相連設備的工作噪聲組成，設備工作噪聲工程上主要通過提高嚴控設備指標，提高選型要求來改善。本文采用基于Helmholtz方程的FEM/AML方法，以船舶海水冷卻系統舷側閥出口管路為對象，針對其額定工作狀態下的流噪聲進行預報研究，并對比不同舷側閥水下深度、出口管徑對流噪聲的影響，為海水冷卻系統的降噪設計指明方向。

1 控制方程

有限元法（FEM）求解流噪聲的思路是對Helm-holtz方程進行數值求解[6]。在流體域中任何位置處的穩態聲壓區域V有邊界Ω包圍，在V內滿足二階Helmholtz方程：

式中：q為頻率ω=2πf的源項分布；k=ω/c=2πf為聲波數；ρ0是環境流體質量密度。邊界條件滿足：

1）壓力邊界條件Ωp

2）法向速度邊界條件Ων

3）法向阻抗條件Ωz

有限元法可以真實地模擬聲場的低頻波動特性，進行全域計算，相對于邊界元法結果更加準確，在求解內聲場和聲輻射方面有極大的優勢[7]。

自動匹配層方法（AML）[7]是在完美匹配層（AML）基礎上發展而來。PML方法在結構物表面的有限元聲學網格上建立一種有限元匹配層，運用有限元方法對該匹配層離散插值，解析傳導到該匹配層上的聲壓數據。根據結構物形狀不同，采用PML方法手動建立合適模型的工作量巨大，AML方法的出現，只需指定結構物有限元聲學網格的AML屬性及匹配層厚度，在聲學網格與計算域之間會自動生成完美匹配層。AML方法不僅大大減少了建立有限元模型的工作量，亦能根據計算頻率的要求，生成網格尺寸大小合適的有限元匹配層。對于計算水下結構物在流場中的低頻聲學特性，AML方法速度更快，效率更高。

2 計算模型及方法

2.1 計算模型

某船機艙右舷海水冷卻舷側閥管路如圖1所示，舷側閥出口位置水線下1 000 mm。

柴油發電機冷卻水和主機冷卻水出口合并后從舷側閥排出，各設備流量、管徑等參數如表1所示。

2.2 計算方法

圖1 海水冷卻舷側閥管路圖Fig.1 The piping diagram of SW system

表1 冷卻系統參數表Tab.1 The data table of SW system

通過Fluent對模型進行穩態分析，計算收斂后以穩態流場為初場進行瞬態計算，并導出流固耦合面的壓力脈動數據。通常來說，流場中的壓力脈動有體積分布的四極子聲源和表面分布的偶極子聲源，低馬赫數下，四極子聲源可以忽略，偶極子是系統主要噪聲源[8]。因此，將脈動壓力映射至聲學網格，進行傅里葉變換后作為偶極子噪聲源導入 Virtual.Lab中，采用FEM/AML法進行聲場計算，計算流程如圖2所示。

圖2 計算流程圖Fig.2 The block diagram of calculation

3 流場計算

利用Ansysicemcfd將圖1模型劃分六面體-四面體混合網格，將網格導入Fluent，流場求解采用基于壓力的求解器，運用SSTk-Ω湍流模型，邊界條件如表2所示。

表2 流場計算邊界條件Tab.2 The boundary conditions of flow calculation

穩態計算收斂之后，先取大時間步長進行瞬態計算，待流場壓力脈動穩定后取小時間步長進行計算，得到分析頻率和頻率分辨率適宜的流場壓力時域數據，管路穩態壓力分布計算結果如圖3所示。

圖3 管路穩態壓力分布圖Fig.3 The steady-state pressure distribution of SW system

以穩態計算結果為初場，計算流場的瞬態計算，分析頻率上限2 500 Hz，頻率分辨率5 Hz。取舷側閥出口中心點為壓力檢測點，該點的壓力時間歷程曲線如圖4所示。

圖4 舷側閥出口中心點的壓力-時間曲線Fig.4 The pressure-time curve of discharge valve

4 聲場計算

將流場計算得到的計算結果導入LMS Virtual Lab軟件的聲學有限元模塊中，將其轉化為等效聲源，運用AML（自動匹配邊界層）技術可以根據聲學有限元聲輻射邊界以及物理模型自動定義吸收層和吸收系數，進而進行無限空間域聲學計算。聲場計算模型包含聲學網格和場點網格。聲學網格采用四面體單元，網格尺寸0.02 m，滿足計算需求。場點網格包括：如圖5所示的離出口正前方1 m和50 m的聲場觀測點和以離出口正前方1 m為中心的指向性場點，該指向性場點以X軸正方向為法向，Y軸正向為0°，自右向左逆時針為正向，場點間隔為1°，半徑為10 m；如圖6所示以舷側閥出口軸線作為對稱軸，互相相交垂直的平面場點。

圖5 舷側閥管段場點網格Fig.5 The field point grid of discharge valve pipe

圖6 舷側閥管段場點網格局部放大Fig.6 The partial magnification grid discharge valve pipe

計算得到如圖7～圖10所示的對應50 Hz，100 Hz，1 000 Hz和2 500 Hz的輻射聲壓云圖。

圖7 舷側閥輻射噪聲云圖（50 Hz）Fig.7 The acoustic pressure distribution of of discharge valve（50 Hz）

圖8 舷側閥輻射噪聲云圖（100 Hz）Fig.8 The acoustic pressure distribution of of discharge valve（100 Hz）

圖9 舷側閥輻射噪聲云圖（1 000 Hz）Fig.9 The acoustic pressure distribution of of discharge valve（1 000 Hz）

圖10 舷側閥輻射噪聲云圖（2 500 Hz）Fig.10 The acoustic pressure distribution of of discharge valve（2 500 Hz）

計算得到舷側閥出口正前方1 m以及50 m處的聲壓級頻譜圖11所示。

圖11 舷側閥出口1 m和50 m處的聲壓級頻譜（參考聲壓 1 μPa）Fig.11 The acoustic pressure spectrum of discharge valve 1 m and 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

從圖11可以看出，舷側閥出口1 m處的最大聲壓級約為120 dB，出口50 m處最大聲壓級約為85 dB。隨著頻率增加，聲壓級整體呈下降趨勢，500 Hz以后，聲壓幅值下降趨于平緩。表3為舷側閥出口1 m和50 m處各分頻段及通頻段聲壓級，可以發現舷側閥水下聲輻射主要集中在低頻。

表3 舷側閥出口1 m和50 m處各分頻段及通頻段聲壓級對比（參考聲壓1 μPa）Tab.3 The sound pressure of discharge valve 1 m and 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

5 系統方案低噪聲優化

為確定舷側閥水下排出口位置、出口管徑對海水冷卻系統流噪聲的影響，提出優化方案2和方案3。與原方案的對比如表4所示。

表4 對比方案參數表Tab.4 The data table of comparing programmes

運用FEM/AML方法計算聲場情況如圖12和圖13所示。

圖12 方案2舷側閥出口1 m和50 m處的聲壓級頻譜（參考聲壓 1 μPa）Fig.12 The programme 2 acoustic pressure spectrum of discharge valve 1 m and 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

圖13 方案3舷側閥出口1 m和50 m處的聲壓級頻譜（參考聲壓 1 μPa）Fig.13 The programme 3 acoustic pressure spectrum of discharge valve 1 m and 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

各方案舷側閥出口1 m和50 m處各分頻段及通頻段聲壓級對比如表5和表6所示。

通過對比可以發現，舷側閥管段管徑選用DN150、舷側排出口位于水線下1 m的方案3在全頻段都具有最低的流噪聲聲壓級。由此可見，增大管徑可以降低海水冷卻系統流噪聲。方案2在低頻段的聲壓級高于原方案，說明舷側閥出口水深減小會導致輻射聲壓的增大。

表5 各方案舷側閥出口1 m處各分頻段及通頻段聲壓級對比（參考聲壓 1 μPa）Tab.5 The sound pressure contrast of discharge valve 1 m（Reference sound pressure 1 μPa）

表6 各方案舷側閥出口50 m處各分頻段及通頻段聲壓級對比（參考聲壓 1 μPa）Tab.6 The sound pressure contrast of discharge valve 50 m（Reference sound pressure 1 μPa）

6 結 語

本文采用FEM/AML的方法，海水冷卻系統舷側閥出口管路的流場環境進行了模擬，基于流場模擬計算數據開展了舷側閥出口輻射噪聲研究，對比了不同舷側閥水下深度、出口管徑對水下流噪聲的影響，得到以下結論：

1）海水冷卻系統舷側閥水下流噪聲以低頻為主，隨著頻率增加，聲壓級整體呈下降趨勢，500Hz以后，聲壓幅值下降趨于平緩。

2）通過增大舷側閥管徑、降低排出口水下位置等措施可以降低系統流噪聲，對靜音型水面艦船、潛艇的海水冷卻系統降噪設計具有重要的參考意義。