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(武漢理工大學(xué) a.能源與動力工程學(xué)院；b.高性能船舶技術(shù)教育部重點實驗室； c.船舶動力系統(tǒng)運用技術(shù)交通行業(yè)重點實驗室,武漢 430063)

目前針對船舶通風空調(diào)系統(tǒng)噪聲的研究，一部分是根據(jù)傳統(tǒng)經(jīng)驗算法估算出噪聲再結(jié)合實驗測量數(shù)據(jù)進行聲學(xué)設(shè)計和降噪處理[1-3]；或者從模態(tài)分析的角度來處理艙室內(nèi)裝對船舶空調(diào)艙室內(nèi)部復(fù)雜結(jié)構(gòu)的影響，并據(jù)此對艙室進行聲學(xué)預(yù)報與設(shè)計[4-5]；還有利用有限元法(FEM)、邊界元法(BEM)和計算流體動力學(xué)(CFD)相結(jié)合的手段來預(yù)測船舶空調(diào)系統(tǒng)的噪聲[6-8]；針對通風系統(tǒng)氣動噪聲，大多考慮風機噪聲的影響[9-12]，而考慮管道噪聲對空調(diào)艙室影響的聲學(xué)設(shè)計研究較少。針對管道氣動噪聲對整體通風空調(diào)系統(tǒng)的噪聲水平的影響問題，擬采用CFD流體動力學(xué)仿真和FEM有限元聲學(xué)仿真相結(jié)合的方法，分析管道噪聲的生成原因、變化規(guī)律和抑制手段。

1 計算模型

1.1 空調(diào)通風管系布置

管道噪聲是由于管道內(nèi)流動的氣體在經(jīng)過彎頭、三通、變徑管、閥門和送回風口等截面積變化部位產(chǎn)生渦流、渦阻現(xiàn)象引起結(jié)構(gòu)振動產(chǎn)生噪聲，尤其當管道里有異物(如導(dǎo)流片、支架、梁柱等)時，空氣經(jīng)過會形成壓力脈動變化，等同于多個偶極子聲源輻射噪聲。因此，空調(diào)通風管系的結(jié)構(gòu)布置直接影響著管道噪聲的大小。

以本校輔機實驗室中船用中央空調(diào)系統(tǒng)為研究對象，該系統(tǒng)采用的是二段式制冷工作原理，其管道結(jié)構(gòu)比一般空調(diào)通風系統(tǒng)更加復(fù)雜。系統(tǒng)組成及工作原理見圖1。

圖1 空調(diào)系統(tǒng)原理

1.2 管道建模和網(wǎng)格劃分

使用Pro/E建立空調(diào)通風管道流體域模型，利用ANSYS ICEM CFD對其進行四面體網(wǎng)格劃分。對于線性有限元模型通常要求最小波長內(nèi)有6個單元，故對于最大分析頻率2 000 Hz，單元長度不應(yīng)大于28.33 mm。模擬仿真過程中發(fā)現(xiàn)，直管等湍流強度不大的區(qū)域可以減低對網(wǎng)格密度的要求，為了使網(wǎng)格數(shù)量盡可能減少，同時保證計算精度，將流體域模型分成3個區(qū)(見圖2)，分別為彎管三通變徑管的部分(WALL_1)、布風器的部分(WALL_2)和直管的部分(WALL_3)。三部分網(wǎng)格尺寸定義不同，最終CFD網(wǎng)格總數(shù)為741 236。同時，因為聲學(xué)計算網(wǎng)格對網(wǎng)格密度的要求要低于CFD計算網(wǎng)格，故以CFD網(wǎng)格為基礎(chǔ)，修改網(wǎng)格尺寸，劃分出聲學(xué)網(wǎng)格，其網(wǎng)格總數(shù)為388 518。CFD網(wǎng)格和聲學(xué)網(wǎng)格所選取的具體網(wǎng)格尺寸見表1。

圖2 管道流體域網(wǎng)格

類型區(qū)域網(wǎng)格尺寸/mm最終網(wǎng)格數(shù)CFD網(wǎng)格WALL_1WALL_2WALL_3301560741 236聲學(xué)網(wǎng)格WALL_1WALL_2WALL_3402080388 518

2 數(shù)值計算理論

2.1 標準k-ε湍流模型

根據(jù)其流體高雷諾數(shù)的特點，選用標準k-ε湍流模型。標準k-ε模型是半經(jīng)驗公式，主要基于湍流動能和擴散率。其湍流能k和湍流耗散的輸運方程如下[13]。

Gk+Gb-ρε-YM+Sk

(1)

(2)

2.2 分離渦(DES)湍流模型

使用CFD進行瞬態(tài)計算時，通常使用大渦(LES)湍流模型或者分離渦(DES)湍流模型，但是LES在用于模擬高雷諾數(shù)的邊界層流動時，對計算網(wǎng)格的要求十分嚴格，對計算機高性能的要求可能會導(dǎo)致計算進展緩慢甚至無法順利進行。分離渦流模型(detached eddy simulation，DES)結(jié)合RANS和LES各自的優(yōu)勢，可大大降低對計算網(wǎng)格的要求。其含能尺度l和k的輸運方程為[14-15]

(3)

(4)

式中：Δ為最大的網(wǎng)格尺寸,Δ=max(Δx,Δy,Δz)；CDES=1.3。

2.3 氣動聲學(xué)理論

氣動聲學(xué)(aeroacoustics)由Lighthill研究噴氣噪聲開始，經(jīng)Curle、FfowcsWilliams和Hawkings的補充發(fā)展，已經(jīng)形成了一套完整的理論體系[16]。從流體力學(xué)N-S方程中推導(dǎo)出的Lighthill方程為

(5)

導(dǎo)入格林函數(shù)

(6)

得到式(5)的解，再考慮上固體壁面的氣動聲學(xué)聲類比方程，進一步推導(dǎo)，得到遠場聲壓解。

(7)

方程右邊第一項為四極子聲源，代表由空間湍流引起的四極子噪聲，當氣流馬赫數(shù)較低時，不用考慮在內(nèi)；第二項為偶極子聲源，代表由固體壁面壓力脈動引起的偶極子噪聲，是固定結(jié)構(gòu)表面的主要氣動噪聲源。

3 計算及結(jié)果分析

3.1 計算分析流程

在氣動噪聲計算中，采用Fluent聯(lián)合LMS Virtual.Lab Acoustics對空調(diào)通風管道聲場進行求解。首先利用Fluent對流場進行穩(wěn)態(tài)計算，在計算收斂之后以此為初值進行瞬態(tài)計算；然后以CGNS文件形式輸出時域計算結(jié)果；接下來在LMS Virtual.Lab Acoustics里將時域數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化為頻域結(jié)果，相關(guān)流程見圖3。

圖3 氣動噪聲計算分析流程

3.2 CFD多物理場仿真計算分析

在ANSYS FLUENT中選用壓力求解器，速度方程選用絕對速度。2個入口為速度入口邊界條件，計算空調(diào)房間的冷負荷和散濕量，根據(jù)濕空氣焓濕圖推導(dǎo)送風量[17]，得到入口1的速度為2.303 m/s，溫度為7 ℃，入口2的速度8.444 m/s，溫度為14 ℃。4個出口為壓力出口邊界條件，設(shè)總壓均為0。穩(wěn)態(tài)計算選用標準k-ε湍流模型，速度與壓力耦合方法選用SIMPLE算法。再以穩(wěn)態(tài)計算結(jié)果為初值進行瞬態(tài)計算，改用DES湍流模型和PISO算法，時間步長設(shè)為0. 25 ms，時間步數(shù)選為1 000次。

在流場中，湍流形成的渦流在固定壁面處會產(chǎn)生壓力脈動，將這種壓力脈動等效成多個壁面偶極子的形式。流場中渦核的分布見圖4。

圖4 渦核分布

從圖4可以看出，由于左邊入口1的流速較慢，而右邊入口2的流速較快，導(dǎo)致右邊的彎管處的渦核分布比左邊密集，直管處基本沒有渦核分布，這是由于這些位置近似是層流狀態(tài)。值得注意的是，在4個布風器處渦核分布很集中，說明2股氣流在布風器中混合將產(chǎn)生大量湍流運動，而這種湍流的出現(xiàn)是造成噪聲的主要原因之一。2個入口和4個出口的平均溫度、壓力、流速值見表2。

表2 出入口物理量平均值

通風管道相關(guān)物理量體渲染圖見圖5。

圖5 流體多物理量體渲染圖

模擬結(jié)果顯示，在各個布風器出口處存在較大負壓區(qū)，并且形成了氣流漩渦。漩渦對布風器出口處的氣體輸送產(chǎn)生了不利的影響，甚至出現(xiàn)了回流的現(xiàn)象，這會造成更大的壓力脈動和能量損失，進而誘發(fā)噪聲。從流速圖可以看出，除了彎管處的流速會短暫提高外，布風器負壓區(qū)的速度變化巨大，將產(chǎn)生很大湍流區(qū)，進而對氣流產(chǎn)生阻滯現(xiàn)象，也正是因此形成了壓力圖中顯示的漩渦。

3.3 流體聲學(xué)仿真計算分析

將瞬態(tài)計算得到的CGNS格式管道壁面壓力脈動的時域計算結(jié)果導(dǎo)入LMS Virtual.Lab中進行快速傅里葉變換。由于在CFD計算時選用的時間步長為0.25 ms，且在時域上采集了1 000步，因此實際的物理時間為0.25 s，頻率分辨率為4 Hz。同時得到采樣頻率為4 000 Hz，根據(jù)采樣定律對應(yīng)的最大分析頻率為2 000 Hz。

通風管道的聲學(xué)計算網(wǎng)格見圖6，出口處的橢圓半球網(wǎng)格是自動匹配層(AML)。十字交叉網(wǎng)格是設(shè)置的場點網(wǎng)格，不參與計算，可以從中提取輻射聲場數(shù)據(jù)，A是場點網(wǎng)格上的I/O Point，聲學(xué)計算后可以得到該點的頻率響應(yīng)。

圖6 聲學(xué)計算網(wǎng)格

各出口聲壓級頻率響應(yīng)見圖7，出口編號與圖4所示相同。

圖7 各出口場點聲壓級頻率響應(yīng)

可以看出各出口的聲壓級峰值均集中在72 Hz附近，入口速度小的一側(cè)的出口1、4的峰值約為50 dB，而入口速度大的一側(cè)的出口2、3的峰值為60 dB?？梢钥闯隹照{(diào)系統(tǒng)的氣動噪聲主要集中在中低頻部分，而高頻部分的聲壓級平均值在10 dB附近。從圖8中觀察到出口1、2峰值頻率下輻射聲場的聲壓，可以看出各出口聲壓分布情況十分契合頻率響應(yīng)曲線所捕捉到的聲壓級峰值。

圖8 出口1、2峰值頻率下得到場點聲壓云圖

由圖7和圖8作如下判斷。

1)通風管路流場的氣動噪聲頻帶較寬，除了在低頻68到76Hz間有峰值外，沒有其他明顯的主頻率，可以視為一種寬頻噪聲。

2)4個觀測點的聲壓級幅值都在低頻時較大，隨著頻率升高，幅值有不同程度下降，認為通風管路流場氣動噪聲主要能量集中在中低頻部分。

3)各布風器都由2個不同速度入口進風混合，但較高速度入口側(cè)的測點聲壓級幅值明顯高于另一側(cè)，說明管道流速對氣動噪聲的影響較大。

4 結(jié)論

1)由流體運動引起的脈動壓力在壁面上形成的壁面偶極子聲源是管路噪聲的主要來源。

2)分析管道內(nèi)部流場可以十分直觀地觀察到彎管和布風器處的渦流分布狀態(tài)，而這些不規(guī)則的湍流運動造成局部的高壓低壓區(qū)，是形成紊流回流現(xiàn)象，造成氣動噪聲的主要原因。

3)通風管道氣動噪聲是寬頻噪聲，主要噪聲能量集中在中低頻部分。

4)氣動噪聲源最強的區(qū)域并不完全和流速最大的區(qū)域一致，說明除了流速外，通風管道的結(jié)構(gòu)形式，會產(chǎn)生另外的壓力脈動，從而對氣動噪聲的分布情況產(chǎn)生影響。

5)分析主要針對空調(diào)通風系統(tǒng)管路氣動噪聲在0～2 000 Hz內(nèi)的聲壓頻譜；實際上系統(tǒng)的氣動噪聲還有另一個主要來源，即離心風機噪聲，有必要綜合考慮離心風機流場及聲場和管道噪聲，這部分工作有待深入研究。