吳江海，何　濤，尹志勇（中國(guó)船舶科學(xué)研究中心 船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 無(wú)錫 214082）

基于 FEM/BEM 的船用水泵流動(dòng)誘發(fā)振動(dòng)噪聲計(jì)算分析

吳江海，何濤，尹志勇
（中國(guó)船舶科學(xué)研究中心 船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 無(wú)錫 214082）

離心水泵是艦船上面重要的流體機(jī)械，廣泛應(yīng)用于船舶冷卻系統(tǒng)、艙底壓載系統(tǒng)、循環(huán)水系統(tǒng)及消防系統(tǒng)。同時(shí)離心泵也是艦船管路噪聲源之一，影響著船舶運(yùn)行環(huán)境舒適性與艦船的安全隱蔽性。本文利用 fluent軟件計(jì)算流場(chǎng)非定常過(guò)程中葉輪所受時(shí)域脈動(dòng)壓力，并提出優(yōu)化方案。將其作為激勵(lì)源加載到水泵電機(jī)有限元模型上，采用隱式有限元法計(jì)算泵組表面振動(dòng)速度與機(jī)腳處加速度，估算泵組振動(dòng)烈度。將有限元振動(dòng)速度導(dǎo)入Virtual.Lab 軟件，采用聲學(xué)邊界元計(jì)算泵組的空氣噪聲輻射。計(jì)算結(jié)果表明，泵組出水口處與機(jī)腳處振動(dòng)噪聲較大，應(yīng)采用相關(guān)的減振降噪技術(shù)。

船用離心泵；水激振動(dòng)噪聲；間接邊界元；聲輻射

0　引　言

離心水泵在艦船上具有廣泛應(yīng)用，它的振動(dòng)噪聲問(wèn)題也引起了極大關(guān)注。隨著船舶行業(yè)的快速發(fā)展，對(duì)船用離心泵運(yùn)行的穩(wěn)定性及安全性要求越來(lái)越高，為提高艦船的聲隱身性能，改善船員的工作環(huán)境，降低由于泵運(yùn)行時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)與噪聲以及保證泵組設(shè)備運(yùn)行的穩(wěn)定性是今后船用泵發(fā)展的方向［1］。為了給低噪聲泵的設(shè)計(jì)提供有力的數(shù)據(jù)，需要對(duì)泵內(nèi)流動(dòng)引發(fā)的振動(dòng)進(jìn)行仿真計(jì)算。由于泵組結(jié)構(gòu)復(fù)雜，使得泵內(nèi)部流場(chǎng)以及誘發(fā)振動(dòng)的計(jì)算不能使用解析方法進(jìn)行簡(jiǎn)化模型的計(jì)算。目前國(guó)內(nèi)外一般使用的是混合數(shù)值計(jì)算方法，即首先計(jì)算流場(chǎng)里面的脈動(dòng)力，然后將此作為激勵(lì)源作用于泵殼上進(jìn)行泵殼的振動(dòng)噪聲計(jì)算和機(jī)組的振動(dòng)響應(yīng)計(jì)算［2］。

在低速航行時(shí)，由于船用泵自身結(jié)構(gòu)的不對(duì)稱性以及運(yùn)行工況變化等原因，引起管路振動(dòng)噪聲，成為船舶的主要機(jī)械噪聲和輻射聲源之一。與一般水下機(jī)構(gòu)類似，由于離心泵的旋轉(zhuǎn)式工作方式，其運(yùn)行時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)和噪聲既有機(jī)械方面的原因也有流體水動(dòng)力方向的原因［3］。離心泵的噪聲幾乎全部源自于泵殼內(nèi)部，與泵內(nèi)流體的水力脈動(dòng)直接相關(guān)；而機(jī)械噪聲主要來(lái)源于軸承的密封件等，并不明顯。故本文重點(diǎn)研究泵內(nèi)水脈動(dòng)產(chǎn)生的泵體振動(dòng)聲輻射問(wèn)題。

1　數(shù)值計(jì)算

1.1水動(dòng)力計(jì)算

由于泵內(nèi)流動(dòng)復(fù)雜，計(jì)算流體力學(xué)（CFD）技術(shù)在離心泵的內(nèi)部流動(dòng)分析中有著重要的作用。采用Fluent 進(jìn)行泵內(nèi)流場(chǎng)數(shù)值模擬?？刂品匠虨椴豢蓧嚎s流體連續(xù)性方程與非定常雷諾時(shí)均 NS 方程，對(duì)控制方程中的擴(kuò)散項(xiàng)使用二階精度的中心差分格式離散，湍流模型使用 SST k-ω 模型，對(duì)流項(xiàng)使用二階迎風(fēng)格式來(lái)離散，壓力與速度的關(guān)聯(lián)使用 SIMPLEC 方法。邊界條件定義為：葉輪、蝸殼、進(jìn)水管、出水管均為壁面，使用無(wú)滑移壁面邊界條件；進(jìn)水口處使用流量入口邊界條件，指定進(jìn)入泵的流量；出水口處使用出流邊界條件，指定所有流動(dòng)變量的擴(kuò)散通量為 0。蝸殼內(nèi)葉輪部分為流體旋轉(zhuǎn)的區(qū)域，葉輪外直至出水管為流體靜止區(qū)域，在離心泵葉輪區(qū)域和蝸室以及葉輪區(qū)域和進(jìn)口區(qū)域處分別形成網(wǎng)格滑移的交界面，界面兩邊分別存在旋轉(zhuǎn)區(qū)域和靜止區(qū)域，利用滑移網(wǎng)格技術(shù)，精確考慮不同時(shí)刻旋轉(zhuǎn)域和靜止域間的相對(duì)位置，應(yīng)用連續(xù)界面?zhèn)鬟f法，準(zhǔn)確模擬動(dòng)靜干擾非定常流動(dòng)。

本文針對(duì)某船用離心泵，將整個(gè)泵網(wǎng)格模型共包括約 340 萬(wàn)網(wǎng)格單元，其中葉輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域及蝸殼靜止區(qū)域共約 250 萬(wàn)四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格單元，入口和出口靜止區(qū)域共約 90 萬(wàn)結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格單元。

首先進(jìn)行定常流動(dòng)模擬，再以這個(gè)穩(wěn)定的定常結(jié)果作為非定常流動(dòng)模擬的初始條件進(jìn)行瞬態(tài)模擬。葉輪和蝸殼受內(nèi)部流場(chǎng)脈動(dòng)壓力激勵(lì)，由此產(chǎn)生振動(dòng)響應(yīng)。以往的研究中，我們計(jì)算對(duì)比分析了葉輪脈動(dòng)壓力激勵(lì)與蝸殼脈動(dòng)壓力激勵(lì)對(duì)泵組振動(dòng)的影響比例，得到了葉輪為主要因素的結(jié)論。在之后的非定常計(jì)算過(guò)程中，通過(guò) UDF 接口輸出葉輪三平動(dòng)方向和三轉(zhuǎn)動(dòng)方向非定常流體激勵(lì)力和力矩，以此表征振動(dòng)噪聲激勵(lì)源大小。

離心泵原方案靜壓分布和湍動(dòng)能分布如圖2（a）和圖3（a）所示。在設(shè)計(jì)工況流量為 55 m3/h 、轉(zhuǎn)速為1500 r/min 情況下，計(jì)算得到進(jìn)出口壓差為 35 m；計(jì)算與設(shè)計(jì)目標(biāo)較為接近。由于比轉(zhuǎn)速小，其葉輪厚度相對(duì)于葉輪直徑較小，5 小葉的設(shè)計(jì)使得原本狹窄的葉輪流道產(chǎn)生了流動(dòng)塞積，葉輪內(nèi)流動(dòng)不順暢使得在小葉片處產(chǎn)生流動(dòng)分離并伴隨新的較強(qiáng)渦結(jié)構(gòu)的產(chǎn)生。

圖1　離心泵流場(chǎng)計(jì)算模型Fig. 1　Numerical model of pump for hydrodynamic calculation

圖2　離心泵原方案與優(yōu)化方案靜壓分布Fig. 2　Static pressure of antitype and advanced pumps

為均勻泵內(nèi)流場(chǎng)，設(shè)計(jì)了 6 大葉的優(yōu)化方案。離心泵優(yōu)化方案下靜壓分布和湍動(dòng)能分布如圖2（b）和圖3（b）所示。由于 6 大葉方案的總推力面積小于 5大葉及 5 小葉方案，其靜壓頭 33 m 略有降低，但仍然滿足設(shè)計(jì)需要。6 大葉優(yōu)化方案下湍動(dòng)能分布更均勻，說(shuō)明其流動(dòng)均勻性得到改善，其渦結(jié)構(gòu)及湍動(dòng)能強(qiáng)度得以減弱，因此可以預(yù)計(jì)優(yōu)化方案的流動(dòng)噪聲將顯著低于原泵。

如圖2 所示，原方案和優(yōu)化方案靜動(dòng)壓分布規(guī)律類似，壓力從葉片入口到出口逐漸增大，在葉輪出口葉梢處達(dá)到最大，從蝸殼內(nèi)流道到泵出口處逐漸減小。如圖3 所示，原方案和優(yōu)化方案湍動(dòng)能分布規(guī)律類似，葉輪葉片壓力面附近和葉輪與蝸殼之間流動(dòng)區(qū)域存在較大的湍動(dòng)能，其周期性發(fā)生區(qū)域說(shuō)明了具有葉片頻率湍流渦的產(chǎn)生，這也是流動(dòng)誘發(fā)噪聲和振動(dòng)的主要離散噪聲譜源。

計(jì)算得到離心泵原方案與優(yōu)化方案葉輪三方向激勵(lì)力和力矩如圖4 所示。流體脈動(dòng)作用于葉輪產(chǎn)生與葉輪轉(zhuǎn)軸上的集中激勵(lì)力和力矩是泵組振動(dòng)的激勵(lì)源，如圖4 所示，優(yōu)化方案三方向激勵(lì)力和力矩皆小于原方案，這也是流場(chǎng)均勻后產(chǎn)生的宏觀效果，因此可以預(yù)計(jì)優(yōu)化方案的振動(dòng)響應(yīng)將顯著低于原方案。

圖3　離心泵原方案與優(yōu)化方案湍動(dòng)能分布Fig. 3　Turbulent kinetic energy of antitype and advanced pumps

圖4　離心泵原方案與優(yōu)化方案葉輪流體三向激勵(lì)力與力矩Fig. 4　Time series of forces and moments on impeller of antitype and advanced pumps

模型大小采用 10 mm 的網(wǎng)格劃分，其中葉片 22 561個(gè)單元，托架 33 497 個(gè)單元，泵蓋 53 651 個(gè)單元，電機(jī) 103 123 個(gè)單元，泵殼 85 204 個(gè)單元。整個(gè)模型共計(jì) 315 955 個(gè)單元，網(wǎng)格采用掃略的劃分方式，在網(wǎng)格數(shù)量與策略上保證計(jì)算的準(zhǔn)確。將模型各部件進(jìn)行裝配，具有螺栓連接處采用 Abaqus 中綁定（tie）的方式將模型中 2 個(gè)區(qū)域綁定在一起，使它們之間沒(méi)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)。得到的整體有限元模型如圖5 所示。

圖5　泵組有限元模型Fig. 5　Assembling of pump

首先進(jìn)行整個(gè)模型的模態(tài)計(jì)算。模型采用鋼的材料屬性，因?yàn)楦鞑考疾捎脤?shí)體單元，因此材料屬性密度為 7 800，楊氏模量 2.1 E11，泊松比 0.3。模型質(zhì)量大約為 300 kg。整體模型振型如圖6 所示。

圖6　泵組模態(tài)計(jì)算Fig. 6　Mode analysis of pump

從第 1 個(gè)振型圖（f = 921 Hz）中可看出，泵體的底座處位移較小，最大位移在泵出口處，泵體沿泵軸方向輕微扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

從第 2 個(gè)振型圖（f = 1 045 Hz）至第 4 個(gè)振型圖（f = 1 323 Hz）中可看出，泵體隨著泵軸的彎曲振動(dòng)產(chǎn)生整體的垂向彎曲振動(dòng)和橫向彎曲振動(dòng)，隨著泵軸的扭轉(zhuǎn)而產(chǎn)生整體的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。在 3 種對(duì)應(yīng)的振型下，泵的出水口與泵軸的變形較大，容易損壞。

從第 5 個(gè)振型圖（f = 1 651 Hz）中可看出，此時(shí)泵體與地面連接處的位移變形比較小，變形較大處也從泵的出水口變成泵的入水口處。第 6 個(gè)振型圖（f = 2 035 Hz）中泵體隨著泵蓋的縱向振動(dòng)而產(chǎn)生整體的沿泵軸方向的振動(dòng)，泵的入口處仍為位移變化較大處。

水泵的振動(dòng)噪聲評(píng)價(jià)指標(biāo)常用泵體機(jī)腳處的機(jī)構(gòu)振動(dòng)噪聲（通常用機(jī)腳處的加速度來(lái)表示）和泵體的振動(dòng)烈度來(lái)評(píng)價(jià)。水泵的安裝采用豎式，機(jī)腳采用 4個(gè)隔振器對(duì)稱分布，通過(guò)查閱相關(guān)隔振器型譜圖，選用 BE 85 型的隔振器，x 方向?yàn)槠叫杏诘孛娴姆较?，y方向?yàn)榇怪庇诘孛娴姆较?，z 方向?yàn)檠仉姍C(jī)軸長(zhǎng)的方向，三者的剛度如表1 所示。

表1　隔振器參數(shù)Tab. 1　Vibration isolator parameters

模型中的 4 個(gè)BE隔振器采用 3 個(gè)坐標(biāo)方向的彈簧及阻尼單元進(jìn)行模型。此電機(jī)水泵為側(cè)掛式，電機(jī)的轉(zhuǎn)速為 1 500 r/s，分析的步長(zhǎng)設(shè)置為 0.04 s，計(jì)算出電機(jī)與地面連接的 4 個(gè)角處的振動(dòng)加速度級(jí)如圖7所示。

從圖7 可知，優(yōu)化后的方案比原泵組的機(jī)腳振動(dòng)加速度級(jí)均小了 15 ～ 20 dB 左右。從加速度級(jí)的趨勢(shì)圖看來(lái)，優(yōu)化后的泵與原型泵的趨勢(shì)一致，振動(dòng)里面的波峰包含了葉片電機(jī)等的固有頻率。整體趨勢(shì)是剛開始時(shí)，4 個(gè)機(jī)腳處的振動(dòng)加速度級(jí)都較大，隨著泵的旋轉(zhuǎn)穩(wěn)定后，整體趨勢(shì)減小，但受到泵內(nèi)流場(chǎng)周期性的脈動(dòng)壓力作用，加速度級(jí)上顯示的是周期性的出現(xiàn)波峰與波谷。

以左上角機(jī)腳的 x，y，z 三個(gè)方向的振動(dòng)速度作為分析對(duì)象，如圖8 所示。x 方向的振動(dòng)速度較小，整體呈現(xiàn)一種平穩(wěn)的趨勢(shì)，大小維持在 1 mm/s 以內(nèi)；y方向的振動(dòng)速度較大，振動(dòng)數(shù)量級(jí)達(dá)到了 4 mm/s 以上。z 方向在 3 mm/s 以內(nèi)?？梢?y 方向的振動(dòng)速度較大。

圖7　泵組機(jī)腳振動(dòng)加速度Fig. 7　Numercial results of acceleration on pump

圖8　左上機(jī)腳振動(dòng)速度Fig. 8　Velocity of left upper point of pump

表2　泵振動(dòng)烈度Tab. 2　Vibration intensity of pump

規(guī)定振動(dòng)速度的均方根為表征振動(dòng)烈度的參數(shù)。稱之為泵的振動(dòng)烈度，設(shè)泵的振動(dòng)由幾個(gè)不同頻率的簡(jiǎn)諧振動(dòng)合成，可得泵的振動(dòng)烈度公式為：

每臺(tái)泵至少存在一處或幾處關(guān)鍵部位，把這些部位選為測(cè)點(diǎn)，根據(jù)泵的大小與型號(hào) 3 個(gè)測(cè)點(diǎn)為泵與支架連接處、出口法蘭處和支撐地腳處。比較測(cè)點(diǎn)在 3個(gè)方向（水平、垂直、軸向）上測(cè)得的振動(dòng)速度有效值，其中最大的一個(gè)定為泵的振動(dòng)烈度。

可以看出，在出口法蘭處的泵的振動(dòng)烈度較為劇烈，可作為整個(gè)泵組的振動(dòng)烈度評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)。參照泵的振動(dòng)測(cè)量與評(píng)價(jià)方法（GB10889-89），此水泵的振動(dòng)烈度為A級(jí)。

2　邊界元聲輻射計(jì)算

在均勻的理想流體介質(zhì)中，小振幅聲波的三維波動(dòng)方程為：

采用 Virtual.Lab Acoustics 聲學(xué)仿真軟件中的間接邊界元法進(jìn)行水泵的振動(dòng)噪聲計(jì)算。將前面計(jì)算的水泵做成一個(gè)殼體有限元模型導(dǎo)入到 Virtual.Lab 中作為聲學(xué)模型的邊界條件，再將前面計(jì)算得到的模型振動(dòng)速度與加速度文件導(dǎo)入模型上面。在 Virtual.Lab 中水泵的幾何中心為球心，建立一個(gè)半徑為 2.5 m 的球體，將其設(shè)置為場(chǎng)點(diǎn)模型。

為了模擬真實(shí)的情況，在水泵的底部設(shè)置一個(gè)反射面，用來(lái)模擬真實(shí)情況下的地面反射。采用默認(rèn)的空氣介質(zhì)屬性。

從圖9 中可看出：

1） 在 100 Hz 時(shí)，輻射球場(chǎng)上靠近離心水泵的出水口處的聲壓較大，這與前面模態(tài)計(jì)算中，出水處的振動(dòng)最為劇烈而相吻合。

2） 在 300 Hz 時(shí)，輻射球場(chǎng)上靠近水泵機(jī)腳接地處的聲壓較大，對(duì)應(yīng)于前面模態(tài)分析中出現(xiàn)的水泵支座的局部振動(dòng)。

3） 在 500 Hz 時(shí)，輻射球場(chǎng)上對(duì)應(yīng)出水口與支座處的聲壓值都很大，只有水泵左右兩側(cè)的聲壓還處于較小水平。

4） 在 640 Hz 時(shí)，輻射球場(chǎng)上整個(gè)聲壓值達(dá)到最大值，為 51.5 dB，整體艙內(nèi)的聲壓都處于比較大的情況。

圖9　場(chǎng)點(diǎn)聲壓云圖Fig. 9　Pressure of field

3　結(jié)　語(yǔ)

本文通過(guò)采用流體計(jì)算軟件、結(jié)構(gòu)振動(dòng)分析軟件、聲學(xué)計(jì)算軟件對(duì)離心水泵進(jìn)行了流固聲三方面的耦合計(jì)算。以低噪聲泵設(shè)計(jì)為目標(biāo)，分析水泵在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中的水力脈動(dòng)情況，針對(duì)離心水泵的葉片提出了優(yōu)化方案。計(jì)算對(duì)比了優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)以及在結(jié)構(gòu)產(chǎn)生振動(dòng)產(chǎn)生的聲輻射，得到以下結(jié)論：

1） 泵內(nèi)汽蝕性能和流體脈動(dòng)壓力為流動(dòng)誘發(fā)噪聲和振動(dòng)的主要來(lái)源，其汽蝕性能的優(yōu)化和流體脈動(dòng)壓力的降低是低振動(dòng)噪聲水泵優(yōu)化的目標(biāo)；

2） 泵體在振動(dòng)中，出口法蘭處與電機(jī)機(jī)腳處的振動(dòng)最為劇烈，應(yīng)加強(qiáng)隔振器的剛度以及泵組安裝的平穩(wěn)性；

3） 泵組產(chǎn)生的噪聲主要在幾個(gè)頻率點(diǎn)上，應(yīng)當(dāng)調(diào)整泵體的機(jī)械結(jié)構(gòu)，避免與上述頻率產(chǎn)生共振，從而加大泵體聲輻射。

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FEM/BEM analysis for flow induced noise and vibration of a centrifugal pump

WU Jiang-hai， HE Tao， YIN Zhi-yong
（China Ship Scientific Research Center， National Key Laboratory on Ship Vibration and Noise， Wuxi 214082， China）

Centrifugal pumps are important fluid machinery on ship， widely used in cooling system， bilge ballast system， circulating water systems， fire systems， etc. Centrifugal pump is also one noise source of ship pipeline， affecting the comfort and safety of the ship runtime environment. In this paper， Fluent is used to calculate the impeller suffered temporal fluctuation pressure during the unsteady flow period. The pressure load as an excitation source is applied to the pump motor finite element model and an implicit finite element method is used to calculate surface vibration and acceleration of the machine， and pump vibration intensity can be estimated. By importing the finite element vibration velocity into Virtual.Lab，using acoustic BEM air radiated noise of pump is calculated. The results show that： the noise of the outlet and the foot of pump is large and hence noise reduction technology is necessary.

centrifugal pump；vibration and noise；indirect BEM；acoustic radiation

TB533

A

1672-7619（2016）05-0049-07

10.3404/j.issn.1672-7619.2016.05.011

2015-11-23；

2016-01-06

吳江海（1989-），男，助理工程師，研究方向?yàn)榕灤瑴p振降噪。