空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)管道氣動(dòng)噪聲分析

，，，

(武漢理工大學(xué) a.能源與動(dòng)力工程學(xué)院；b.高性能船舶技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室； c.船舶動(dòng)力系統(tǒng)運(yùn)用技術(shù)交通行業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,武漢 430063)

目前針對(duì)船舶通風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)噪聲的研究，一部分是根據(jù)傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)算法估算出噪聲再結(jié)合實(shí)驗(yàn)測(cè)量數(shù)據(jù)進(jìn)行聲學(xué)設(shè)計(jì)和降噪處理[1-3]；或者從模態(tài)分析的角度來(lái)處理艙室內(nèi)裝對(duì)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(duì)艙室進(jìn)行聲學(xué)預(yù)報(bào)與設(shè)計(jì)[4-5]；還有利用有限元法(FEM)、邊界元法(BEM)和計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)相結(jié)合的手段來(lái)預(yù)測(cè)船舶空調(diào)系統(tǒng)的噪聲[6-8]；針對(duì)通風(fēng)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲，大多考慮風(fēng)機(jī)噪聲的影響[9-12]，而考慮管道噪聲對(duì)空調(diào)艙室影響的聲學(xué)設(shè)計(jì)研究較少。針對(duì)管道氣動(dòng)噪聲對(duì)整體通風(fēng)空調(diào)系統(tǒng)的噪聲水平的影響問(wèn)題，擬采用CFD流體動(dòng)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(jì)算模型

1.1 空調(diào)通風(fēng)管系布置

管道噪聲是由于管道內(nèi)流動(dòng)的氣體在經(jīng)過(guò)彎頭、三通、變徑管、閥門(mén)和送回風(fēng)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(dòng)產(chǎn)生噪聲，尤其當(dāng)管道里有異物(如導(dǎo)流片、支架、梁柱等)時(shí)，空氣經(jīng)過(guò)會(huì)形成壓力脈動(dòng)變化，等同于多個(gè)偶極子聲源輻射噪聲。因此，空調(diào)通風(fēng)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(jī)實(shí)驗(yàn)室中船用中央空調(diào)系統(tǒng)為研究對(duì)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(fēng)系統(tǒng)更加復(fù)雜。系統(tǒng)組成及工作原理見(jiàn)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(fēng)管道流體域模型，利用ANSYS ICEM CFD對(duì)其進(jìn)行四面體網(wǎng)格劃分。對(duì)于線(xiàn)性有限元模型通常要求最小波長(zhǎng)內(nèi)有6個(gè)單元，故對(duì)于最大分析頻率2 000 Hz，單元長(zhǎng)度不應(yīng)大于28.33 mm。模擬仿真過(guò)程中發(fā)現(xiàn)，直管等湍流強(qiáng)度不大的區(qū)域可以減低對(duì)網(wǎng)格密度的要求，為了使網(wǎng)格數(shù)量盡可能減少，同時(shí)保證計(jì)算精度，將流體域模型分成3個(gè)區(qū)(見(jiàn)圖2)，分別為彎管三通變徑管的部分(WALL_1)、布風(fēng)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(shí)，因?yàn)槁晫W(xué)計(jì)算網(wǎng)格對(duì)網(wǎng)格密度的要求要低于CFD計(jì)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(jiàn)表1。

圖2 管道流體域網(wǎng)格

類(lèi)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(jì)算理論

2.1 標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型

根據(jù)其流體高雷諾數(shù)的特點(diǎn)，選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型。標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型是半經(jīng)驗(yàn)公式，主要基于湍流動(dòng)能和擴(kuò)散率。其湍流能k和湍流耗散的輸運(yùn)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(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算時(shí)，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(dòng)時(shí)，對(duì)計(jì)算網(wǎng)格的要求十分嚴(yán)格，對(duì)計(jì)算機(jī)高性能的要求可能會(huì)導(dǎo)致計(jì)算進(jìn)展緩慢甚至無(wú)法順利進(jìn)行。分離渦流模型(detached eddy simulation，DES)結(jié)合RANS和LES各自的優(yōu)勢(shì)，可大大降低對(duì)計(jì)算網(wǎng)格的要求。其含能尺度l和k的輸運(yùn)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(dòng)聲學(xué)理論

氣動(dòng)聲學(xué)(aeroacoustics)由Lighthill研究噴氣噪聲開(kāi)始，經(jīng)Curle、FfowcsWilliams和Hawkings的補(bǔ)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(dòng)聲學(xué)聲類(lèi)比方程，進(jìn)一步推導(dǎo)，得到遠(yuǎn)場(chǎng)聲壓解。

(7)

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

3 計(jì)算及結(jié)果分析

3.1 計(jì)算分析流程

在氣動(dòng)噪聲計(jì)算中，采用Fluent聯(lián)合LMS Virtual.Lab Acoustics對(duì)空調(diào)通風(fēng)管道聲場(chǎng)進(jìn)行求解。首先利用Fluent對(duì)流場(chǎng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算，在計(jì)算收斂之后以此為初值進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算；然后以CGNS文件形式輸出時(shí)域計(jì)算結(jié)果；接下來(lái)在LMS Virtual.Lab Acoustics里將時(shí)域數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化為頻域結(jié)果，相關(guān)流程見(jiàn)圖3。

圖3 氣動(dòng)噪聲計(jì)算分析流程

3.2 CFD多物理場(chǎng)仿真計(jì)算分析

在ANSYS FLUENT中選用壓力求解器，速度方程選用絕對(duì)速度。2個(gè)入口為速度入口邊界條件，計(jì)算空調(diào)房間的冷負(fù)荷和散濕量，根據(jù)濕空氣焓濕圖推導(dǎo)送風(fēng)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(gè)出口為壓力出口邊界條件，設(shè)總壓均為0。穩(wěn)態(tài)計(jì)算選用標(biāo)準(zhǔn)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(jì)算結(jié)果為初值進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算，改用DES湍流模型和PISO算法，時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)為0. 25 ms，時(shí)間步數(shù)選為1 000次。

在流場(chǎng)中，湍流形成的渦流在固定壁面處會(huì)產(chǎn)生壓力脈動(dòng)，將這種壓力脈動(dòng)等效成多個(gè)壁面偶極子的形式。流場(chǎng)中渦核的分布見(jiàn)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(méi)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(gè)布風(fēng)器處渦核分布很集中，說(shuō)明2股氣流在布風(fēng)器中混合將產(chǎn)生大量湍流運(yùn)動(dòng)，而這種湍流的出現(xiàn)是造成噪聲的主要原因之一。2個(gè)入口和4個(gè)出口的平均溫度、壓力、流速值見(jiàn)表2。

表2 出入口物理量平均值

通風(fēng)管道相關(guān)物理量體渲染圖見(jiàn)圖5。

圖5 流體多物理量體渲染圖

模擬結(jié)果顯示，在各個(gè)布風(fēng)器出口處存在較大負(fù)壓區(qū)，并且形成了氣流漩渦。漩渦對(duì)布風(fēng)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(huì)造成更大的壓力脈動(dòng)和能量損失，進(jìn)而誘發(fā)噪聲。從流速圖可以看出，除了彎管處的流速會(huì)短暫提高外，布風(fēng)器負(fù)壓區(qū)的速度變化巨大，將產(chǎn)生很大湍流區(qū)，進(jìn)而對(duì)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(jì)算分析

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

通風(fēng)管道的聲學(xué)計(jì)算網(wǎng)格見(jiàn)圖6，出口處的橢圓半球網(wǎng)格是自動(dòng)匹配層(AML)。十字交叉網(wǎng)格是設(shè)置的場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格，不參與計(jì)算，可以從中提取輻射聲場(chǎng)數(shù)據(jù)，A是場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格上的I/O Point，聲學(xué)計(jì)算后可以得到該點(diǎn)的頻率響應(yīng)。

圖6 聲學(xué)計(jì)算網(wǎng)格

各出口聲壓級(jí)頻率響應(yīng)見(jiàn)圖7，出口編號(hào)與圖4所示相同。

圖7 各出口場(chǎng)點(diǎn)聲壓級(jí)頻率響應(yīng)

可以看出各出口的聲壓級(jí)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。可以看出空調(diào)系統(tǒng)的氣動(dòng)噪聲主要集中在中低頻部分，而高頻部分的聲壓級(jí)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(chǎng)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(xiàn)所捕捉到的聲壓級(jí)峰值。

圖8 出口1、2峰值頻率下得到場(chǎng)點(diǎn)聲壓云圖

由圖7和圖8作如下判斷。

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

2)4個(gè)觀測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)幅值都在低頻時(shí)較大，隨著頻率升高，幅值有不同程度下降，認(rèn)為通風(fēng)管路流場(chǎng)氣動(dòng)噪聲主要能量集中在中低頻部分。

3)各布風(fēng)器都由2個(gè)不同速度入口進(jìn)風(fēng)混合，但較高速度入口側(cè)的測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)幅值明顯高于另一側(cè)，說(shuō)明管道流速對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響較大。

4 結(jié)論

1)由流體運(yùn)動(dòng)引起的脈動(dòng)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(lái)源。

2)分析管道內(nèi)部流場(chǎng)可以十分直觀地觀察到彎管和布風(fēng)器處的渦流分布狀態(tài)，而這些不規(guī)則的湍流運(yùn)動(dòng)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(dòng)噪聲的主要原因。

3)通風(fēng)管道氣動(dòng)噪聲是寬頻噪聲，主要噪聲能量集中在中低頻部分。

4)氣動(dòng)噪聲源最強(qiáng)的區(qū)域并不完全和流速最大的區(qū)域一致，說(shuō)明除了流速外，通風(fēng)管道的結(jié)構(gòu)形式，會(huì)產(chǎn)生另外的壓力脈動(dòng)，從而對(duì)氣動(dòng)噪聲的分布情況產(chǎn)生影響。

5)分析主要針對(duì)空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)管路氣動(dòng)噪聲在0～2 000 Hz內(nèi)的聲壓頻譜；實(shí)際上系統(tǒng)的氣動(dòng)噪聲還有另一個(gè)主要來(lái)源，即離心風(fēng)機(jī)噪聲，有必要綜合考慮離心風(fēng)機(jī)流場(chǎng)及聲場(chǎng)和管道噪聲，這部分工作有待深入研究。