新型通海閥流噪聲的數值模擬對比研究

賈文尖，蔣 鵬，史文祥，婁燕鵬

(中國船舶集團有限公司第七二五研究所，河南 洛陽 471000)

0 引 言

通海閥作為船舶管路系統重要的控制單元，是海水管路系統中的第一道閥門，但同時也是管路系統中主要的噪聲源[1]。由于通海閥的節流作用，閥內紊流程度高，流體對流道的沖刷嚴重，流體介質產生的壓力脈動會直接輻射產生流噪聲，流噪聲的頻率具有典型的寬頻特性[2]，傳播距離遠，范圍廣，是影響水下裝備隱蔽性的關鍵因素之一。隨著噪聲探測技術的飛速發展，有效降低閥門的噪聲，提升裝備隱蔽性已成為研究的主要課題[3]。

目前，針對海水管路閥件噪聲的研究大多數基于對截止類閥、調節閥及管路進行聲學數值模擬分析。方超等[4]基于單向流固耦合，采用聲學邊界元法對某通海閥流噪聲及流激振動噪聲進行對比分析研究，結果表明流激振動噪聲完全湮沒在流噪聲中，對該系統通海閥噪聲進行治理時應該優先考慮流噪聲。徐國棟等[5]以船舶海水冷卻系統通海閥出口管路為對象，采用FEM/AML 技術，進行水下輻射噪聲分析，對比不同通海閥水下深度、出口管徑對流噪聲的影響，結果表明海水冷卻系統通海閥水下流噪聲以低頻為主。桂瞬豐等[6]采用CFX 軟件對某型通海閥的噪聲進行數值模擬分析，結果表明，通海閥低頻噪聲聲能較大，高頻部分所占比重較小。聶欣等[7]根據LES 和Lighthill 聲類比理論，采用流體力學軟件Fluent 和聲學仿真軟件ACTRAN，研究計算了直筒籠式閥門在相同流量不同開度下閥門內外部的流噪聲特性，結果表明，當閥門開度降低時，閥門內的湍流強度、速度和壓力波動均相應增強，導致閥門內外的整體聲壓分貝變強，閥門內部噪聲能量也增強，閥門噪聲具有偶極子特性。Wei Lin 等[8]基于CFD，應用FW-H 模型來研究高壓減壓閥中的流噪聲特點，發現進口壓力對聲壓級有很大影響，最大馬赫數接近1 時，低頻的聲壓級會非常高。LiuKai 等[9]提出一種基于計算流體力學和Lighthill 聲學類比的理論的混合方法來模擬管路流噪聲，結果顯示該方法模擬結果與實驗數據吻合較好。

近幾年，采用角式雙球閥作為通海閥的方案已被提出并實現初步應用，但針對角式雙球閥的噪聲方面的分析研究與數據不完善，因此研究其噪聲特性對其后續的結構優化及應用中具有重要的科學意義和實際價值。

本文以2 種新型角式雙球閥結構為研究對象，利用CFD 技術及直接邊界元法（BEM），通過對雙球閥全開時內部流場進行數值模擬，聯立Fluent 軟件和LMS Virtual.Lab 軟件對雙球閥的流噪聲進行計算研究，分析不同流速與流噪聲頻譜特性間的關系，獲得噪聲聲壓級的數值大小，提供數據支撐，為進一步提高通海閥的降噪優化水平優化提供數據支撐和理論指導。

1 角式雙球閥的結構設計

1.1 結構組成和設計參數

角式雙球閥采用一體化雙球體結構，主要由閥體、閥蓋、球體、閥座、等零部件組成。開放流道角式雙球閥結構如圖1 所示，封閉流道角式雙球閥三維模型方案圖如圖2 所示。

圖1 開放式流道結構圖Fig.1 Structure diagram of unclosed flow channel

圖2 封閉流道結構圖Fig.2 Structure diagram of closed flow channel

1.2 流道結構設計特點

1）開放式流道角式雙球閥。為角球閥與直通球閥連通的常規設計，一道閥與二道閥不成封閉流通結構，部分介質流出一道閥后進入球與閥體的空腔內；同時角球閥采用90°轉角球結構，轉角半徑較小。

2）封閉流道角式雙球閥。通過采用角球球體中心與出口流道具有偏心距設計，增加彎頭使一道閥與二道閥內流道實現封閉連通；同時也增加了角球流道的轉彎半徑，約為開放流道角球轉彎半徑的1.5 倍。

2 流噪聲數學理論基礎

2.1 流場計算模型

2.1.1k-ε 模型

本文各流速下雷諾數均大于3000，由《GB/T 30832-2014 閥門流量系數和流阻系數試驗方法》A.3.1 測試管道內流體的雷諾數高于3000，確認該流動為湍流，因此穩態分析時選擇標準k-ε 模型。1972 年，Launder 等[10]提出了標準k-ε 湍流模型，在一方程模型的基礎上引入了關于湍流耗散率 ε 的方程，k方程為精確方程， ε方程是由經驗公式推導而來。標準k-ε 模型假定流場全是湍流，分子間的粘性可以忽略，該模型計算簡單，結果精度高，在工程實踐中得到廣泛應用。標準k-ε 模型表達式分別為：

k方程

ε方程

式中：SE、SK為湍能耗散率及湍動能的源項；C1、C2、C3為設定的經驗系數這里取C1=1.44、C2=1.92、C3=0.09；YM 為可壓縮流體中脈動擴張量；Gb為由于浮力引起的湍動能k的產生項；GK為由于速度梯度所引起 的k的 產 生 項。湍 動 能 σk和 耗 散 率 σε的 湍 流Prandt1 取值分別為1.0、1.3。

2.1.2 大渦模擬

瞬態分析采用大渦模擬(lLarge Eddy Simulation,LES)，即在一定的簡化條件下直接求解N-S 方程，可將湍流流場中的渦流分為不同尺度的的渦流，小渦采用時均化處理。通過近似的亞格子模型進行考慮，大渦保留與時間相關項而可以通過數值方法直接求解，大渦模擬所得湍流解包含豐富的頻率信息，更有利于分析其頻譜特性[11-12]。

2.2 聲學理論

1952 年，Lighthill 在研究噴氣噪聲時基于流體力學中的N-S 方程提出了聲比擬方法，得到了著名的萊特希爾方程[13-14]。后來Curle[15]在Lighthill 方程進行了的擴展，得到了考慮固體壁面的氣動聲學聲類比方程，該方程表達了由固體壁面由壓力脈動引起的偶極子噪聲。運用Curle 的積分解公式，有壁面邊界存在時的流噪聲問題得到很好的求解。針對此問題，Ffowcs -Williams 與Hawkings[16]進一步考慮了旋轉壁面的情況，推導出了FW-H 方程，為流噪聲預測提供了理論依據。FW-H 方程為：

綜上，可看出噪聲聲源為單極子、偶極子和四極子，在聲學模擬中，單極子存在于流體速度低時的不穩定狀態，一般不作考慮。流體遇到壁面由于脈動壓力產生的偶極子源與動量能量交換產生的四極子源輻射聲功率與流速分別成6 次方或8 次方關系。因此，當流體馬赫數較低時，不需要考慮四極子聲源，研究重點應關注在壁面脈動壓力構成的偶極子聲源上[17]。

3 數值模擬及分析

3.1 流場數值模擬

本文運用Fluent 軟件進行穩態及瞬態流場模擬，流場分析過程中為了讓前后的流體充分發展，利用Ansys/Workbench 前處理模塊建立流體介質的三維流體域模型，為了更準確模擬流經通海閥2 種不同流道時流體的流動狀態，根據《GB/T 30832-2014 閥門 流量系數和流阻系數試驗方法》，通海閥的前端入口選取5D的流場通道，后端出口選取10D的流場通道。為保證計算精度，在模型處理環節上盡量保留幾何細節，網格劃分采用四面體，檢驗網格質量并進行網格的無關性驗證。

流場分析過程中，流體狀態為三維不可壓縮，屬湍流流動，本次模擬介質為水，根據通海雙球閥實際工況，入口為速度邊界條件，分別取1 m/s、2 m/s、3 m/s、4 m/s；出口為壓力邊界條件，為固定壓力5 MPa，收斂精度為0.001，壁面為無滑移面。

模擬計算步驟為：首先應用標準k-ε 模型對流場進行穩態求解，流動達到穩定狀態后，再改用LES 大渦模擬進行瞬態運算[18-19]。這種方法不需要舍去非定常過程中初始部分結果，更節省時間，而且已被證明可靠。本文計算中時間步長取0.000 25 s，采樣總時長為0.1 s。

3.2 流噪聲數值模擬

將前述流場計算數據保存，提取流體域與雙球閥耦合區域壁面壓力脈動信息，將模擬計算的不同流速下流固耦合面流體壓力脈動信息以CGNS 格式導入LMS Virtual.Lab 軟件中，基于單向流固耦合，將流場外壁面的壓力脈動傳遞至通海閥流道內壁面，經快速傅里葉變換，對傳遞后的殼體內壁面的壓力脈動時域信息進行數據轉換，得到頻域信息，聲學計算流程如圖3 所示。本文研究流體馬赫數較低，因此將此壓力脈動作為壁面偶極子聲源激勵，采用直接邊界元法計算流體流經通海閥產生的流噪聲，頻率為10～2000 Hz。

圖3 聲學計算流程Fig.3 Acoustic calculation process

為了后續實驗測量流經通海閥的流噪聲聲壓值，根據標準《GJB 4058-2000 艦船設備噪聲、振動測量方法》的規定：測量表面與基準體的測量距離應不小于1 米，一般取1 m。故設定監測點的位置如圖4 所示，通過S1、S2、S3、S4四個監測點分析雙球閥的流噪聲特性。

圖4 雙球閥及管道三維模型Fig.4 3D model of double ball valve and pipeline

3.3 流噪聲影響分析

3.3.1 不同流速下聲壓頻響特性曲線分析

根據上述模擬實驗條件，對2 種角式雙球閥進行聲學響應分析，得到監測點流噪聲聲場信息，將不同速度下各監測點的聲壓級數據進行整理，定量對比通海雙球閥2 種結構在不同流速下的噪聲特性。不同流速下通海雙球閥的聲壓頻率特性曲線如圖5 所示。

圖5 不同監測點的聲壓頻響曲線對比Fig.5 Comparison of sound pressure frequency response at different monitoring points

分析可知，通海閥在不同速度下的頻譜規律具有明顯的寬頻特性。4 個監測點不同頻率下聲壓級的極大值區域與極小值區域呈不規則交錯分布，但封閉、開放式2 種結構的頻響曲線總體變化一致，聲壓級均隨著頻率的升高呈下降趨勢，4 個監測點的最大峰值聲壓級頻率集中在200～400 Hz，即低頻聲能量所占比重大，中高頻聲能量所占比重較小；進一步驗證在實際使用環境中，閥門流噪聲多呈低頻性。

通過上述分析可知，2 種結構各監測點的聲壓隨頻率的總體變化趨勢一致，為探究聲壓頻響特性曲線隨速度的變化規律，提取4 個流速下在監測點S2處的聲壓頻響特性曲線，如圖6 所示。由圖6 可知，在S2處，頻率為10～2000 Hz 范圍內,速度不同時各個頻率下的聲壓級相差較大，變化明顯。表明2 種結構聲壓頻響曲線的波動情況在不同流速下會有很大的區別。

圖6 不同速度聲壓頻響曲線對比圖Fig.6 Comparison of sound pressure frequency response at different speeds

為了分析2 種結構的頻響特性曲線的差別，通過對比雙球閥2 種流道結構4 個流速下在監測點S2的頻響特性曲線，如圖7 所示。可知，監測點S2處，開放式流道結構聲壓級整體處于封閉結構上方，二者的峰值聲壓級對應的頻率不同，極大值極小值區域波動的幅度也不同。速度為1 m/s 時，封閉流道結構較大的峰值頻率集中在400 Hz 附近，而開放式流道峰值極大值頻率則集中在200 Hz、400 Hz、1500 Hz 附近，且其聲壓值均大于封閉結構，封閉、開放式結構聲壓級對應的最高峰值為35.66 dB(A)、53.36 dB(A)；速度從1 m/s 變化到4 m/s，封閉結構的峰值極大值點增多，但是在頻率低于600 Hz 時，2 種結構的波動趨勢較為一致，頻率越大，開放式結構波動越劇烈。

圖7 2 種結構聲壓頻響曲線對比圖Fig.7 Comparison of sound pressure frequency response at two structures

在監測點S2，2 種結構在低頻段，聲壓級下降幅度大；800～1200 Hz，聲壓級較為穩定；超過1500 Hz后聲壓級迅速降低；速度為1 m/s、2 m/s時，隨著頻率增大，2 種結構聲壓值急劇降低，而3 m/s、4 m/s 時壓降較緩，聲壓級降低一定值后即在小范圍內波動；表明低速時，雙球閥流噪聲的低頻特性更為明顯。

3.3.2 總聲壓級對比分析

對不同頻率下各場點聲壓值進行加權運算得到噪聲總體強度的聲壓級[20]，總聲壓級計算式為：

式中，ni為 頻率i處的聲壓值；N為總采樣頻率數。

通過對不同監測點的聲壓進行疊加，雙球閥在10～2000 Hz 頻率范圍內的總聲壓級變化如圖8 所示，得到不同流速下2 種結構總聲壓級如表1 所示。

表1 總聲壓級對比dB(A)Tab.1 Comparison of overall sound pressure level between thetwo structures

圖8 總聲壓級隨位置、速度的變化曲線Fig.8 Variation curve of total sound pressure levels with position and velocity

由圖8(a) 可知，封閉流道結構下，速度1 m/s、2 m/s、3 m/s 時總聲壓級均低于50 dB(A），4 m/s 時總聲壓級略高于50 dB(A)，接近于開放式結構速度為1 m 時的總聲壓級；當流場速度增加時，各監測點處流噪聲總聲壓級的數值會相應地增加，但同一流速距閥1 m 處各監測點的總聲壓級差別不大，在小范圍內波動，趨于常值；開放式流道結構在監測點S4會總聲壓值出現下降，表明由于內部結構不貫通，流噪聲聲壓會在結構改變位置出現明顯變化。

由圖8（b）可知，速度從1 m/s 增大到4 m/s 過程中，監測點聲壓級總體呈增大趨勢，表明隨著速度的增加，雷諾數隨之增加，通海雙球閥壁面湍流邊界層的不規則流動也變得更加劇烈，脈動壓力也增強。因此聲場中的由脈動壓力引起的流噪聲聲壓級也增大；圖中封閉結構各速度的總聲壓值遠小于開放式結構的值，且封閉結構4 m/s 的總聲壓值也小于開放結構速度1 m/s 的聲壓值。

從表1 中可看出，封閉結構相對開放式結構的總聲壓級平均降幅比例約為26.9%，降幅為17 dB(A)，壓降明顯，能夠有效抑制閥門噪聲。分析可知，封閉流道相較于開放式流道結構，流體介質始終處在閥門各部件所構成的自帶流道內，不會進入內部的空腔，避免介質沖刷和內腔渦流，提高了閥門的流通性，有效避免泥沙及介質顆粒的沉積，不會造成閥門的卡澀、堵死。因此封閉結構流體介質流動阻力小，而開放式流道流體介質進入空腔，形成渦流，流體脈動壓力大，阻滯嚴重，因此直接輻射流噪聲聲壓級較大。

4 結 語

本文基于流噪聲理論，對2 種不同流道結構通海雙球閥在實際應用工況下進行流噪聲數值模擬，得到結論如下：

1）封閉流道增大轉彎半徑，增加彎角，雖增加了加工難度，提高了閥門的流通能力。

2）通過2 種結構不同速度頻響曲線對比，可看出封閉與開放式2 種結構下的頻響曲線總體變化一致，聲壓級均隨著頻率的升高呈下降趨勢，最大峰值聲壓頻率集中在200～400 Hz。

3）通過對同一監測點不同速度的頻響曲線的對比分析，表明了各流速下開放式流道結構流噪聲聲壓級明顯高于封閉流道結構，且速度越大，壓降越不明顯，低流速時，雙球閥低頻特性更明顯。

4）通過對比分析總聲壓級的計算結果，初步揭示了總聲壓級的變化規律，即流道結構改變會導致監測點的聲壓級出現明顯波動，且流場速度增加，監測點總聲壓級也呈增大趨勢。

5）與開放式流道結構對比，封閉流道結構降低約為26.9%的噪聲聲壓，降幅為17 dB(A)，能夠降低通海閥流道內流體脈動壓力與流噪聲聲壓，從而為新型通海閥的結構設計優化提供一種新的思路。