0 引　言

船舶通海系统的注排水流量由通海阀调节，通海阀噪声是主要的噪声源。由于阀门节流的作用，流体介质在阀门内流动会产生压力波动，流体介质的不稳定流动是流噪声产生的根源。通海系统铜质管材在流体力作用下会导致弹性变形，结构与流体相互作用产生耦合振动，结构振动向海水中辐射噪声，即为流激振动噪声。通海系统管路与舷外海水直接相通，流噪声和流激振动噪声直接通过管口向外辐射。

针对通海阀流噪声和流激振动噪声2种噪声的主次问题，本文将对某船海水系统通海阀流噪声和流激振动噪声分别进行数值模拟，通过将2种噪声的数值计算结果进行对比，分析通海阀主要噪声源，以从噪声产生机理出发，对不同噪声源成因应用相应噪声抑制措施。

1 研究对象和数学模型 1.1 研究对象

该船通海系统在两舱壁间的平面布置如图1所示，通海阀通过铜质管道连接位于两刚性舱壁之间，海水在舷外与舱内压差的作用下通过通海阀进入浮力调整水舱，从而调整船舶浮力。

通海阀为轻质球阀，阀芯通径为80 mm，阀门重量对系统整体重量影响较小；舱壁间连接通海阀的管道为压力铜管，长度均为300 mm，内径为100 mm，壁厚为7 mm，铜管简化为均质材料，材料参数：密度为8 900 kg/m³，弹性模量为 $2.1 \times {10^{11}}{N}/{{m}^2}$ ，泊松比为 $0.32$ 。

1.2 流固耦合数学模型^[1]

流固耦合的基本原理是建立在流体力学和固体力学的基本理论之上，因此对流固耦合的结构进行分析需要从流体力学和固体力学出发。流体和固体的两相运动过程中，流体运动对固体表面产生力学作用，反之，固体又反作用于流体，改变流体的运动状态^{[2 – 3]}。在流体和固体界面上，流体和固体具有共同的运动作用力和速度，可以把固体视作弹性体，其动力学离散方程可表示为：

$M\mathop \delta \limits^{..}+ C\mathop \delta \limits^.+ K\delta = F(t) + {R_f}(t)\text{。}$

(1)

式中： $M$ 为质量矩阵； $C$ 为阻尼矩阵； $K$ 为刚度矩阵； $\delta $ 为位移； $F(t)$ 为单元节点的外加载荷； ${R_f}(t)$ 为流固耦合相互作用所产生的附加单元节点向量。

1）流体控制方程

通海阀内流体流动要遵循三大基本物理守恒定律：质量守恒定律、动量守恒定律和能量守恒定律^{[4 – 5]}，直角坐标系下，三大基本物理守恒定律方程为：

质量守恒方程

$\frac{{\partial {\rho _f}}}{{\partial t}} + \nabla \cdot ({\rho _f}v) = 0,$

(2)

动量守恒方程

$\frac{{\partial {\rho _f}v}}{{\partial t}} + \nabla \cdot {{(}}{\rho _f}vv - {\tau _f}) = {f_f},$

(3)

能量守恒方程

$\begin{split}& \frac{{\partial (\rho {h_{tot}})}}{{\partial t}} - \frac{{\partial p}}{{\partial t}} + \nabla \cdot ({\rho _f}v{h_{tot}}) = \\& \nabla \cdot (\lambda \nabla T){{ + }}\nabla \cdot (v \cdot t) + v \cdot \rho {f_f} + {S_E}\end{split}\text{。}$

(4)

式中： ${\rho _f}$ 为流体密度； $t$ 为时间； $v$ 为流体速度矢量； ${t_f}$ 为剪切力张量； ${f_f}$ 为体积力矢量； ${h_{{{ }}tot}}$ 为焓； $p$ 为流体压力； $\lambda $ 为热导系数； $T$ 为温度； ${S_E}$ 为能量源项。

2）固体控制方程

固体部分的守恒方程可以由牛顿第二定律导出：

${\rho _s}\mathop {{d_s}}\limits^{..} = \nabla \cdot {\sigma _s} + {f_s},$

(5)

由温差引起的热变形：

${f_T} = {\alpha _T} \cdot \nabla T\text{。}$

(6)

式中： ${\rho _s}$ 为固体密度； ${\sigma _s}$ 为柯西应力张量； ${f_s}$ 为体积力矢量； $\ddot d$ 为固体域当地加速度矢量； ${\alpha _T}$ 为与温度相关的热膨胀系数。

3）流固耦合基本方程

流固耦合遵循最基本的守恒原则，所以在流固耦合交界面处，应该满足流体与固体应力 $(\tau )$ 、位移 $(d)$ 、热流量 $(q)$ 、温度 $(T)$ 等变量的相等或守恒^{[6 – 7]}。流固耦合分析采用的基本控制方程可以表示如下：

$\left\{ \begin{array}{l}{\tau _f} \cdot {n_f} = {\tau _s} \cdot {n_s},\\{d_f} = {d_s},\\{q_f} = {q_s},\\{T_f} = {T_s}\text{。}\end{array} \right.$

(7)

式中： $f$ 为流体； $s$ 为固体。

2 流场计算 2.1 计算模型及参数设置

本文运用Fluent软件进行瞬态流场计算，流场计算结果作为声源信息用于声场计算，流体介质的冲击和脉动是流噪声和流激振动噪声产生的根源，因此准确的CFD瞬态计算是获得精准噪声计算结果的基础。

结构离散：流场计算时，通海阀开度为60°，对通海阀及管道结构进行适当简化，简化后建立的阀门及管道结构三维模型如图2所示。利用ICEM软件对简化后的几何模型进行网格划分，管道及通海阀模型网格数目最终为263万，满足网格无关性和精度要求。

参数设置：参考压力为一个标准大气压，根据通海系统噪声突出工况的特点，通海阀进口压力设为1.8 MPa，水舱背压为一个标准大气压，因此出口边界条件设为压力出口，其值设为0。湍流模型选择LES大涡模拟模型，求解器选择耦合式求解器，时间步长设为5×10^–5 s，仿真时间为0.01 s。

2.2 流场计算结果

通海阀压力和速度分布如图3所示，由于通海阀的节流作用，阀内海水流速最大值达到61.62 m/s，通海阀后压力迅速降低，阀门处流场的剧烈变化对阀门以及管道结构产生强烈的冲击，导致阀门及管壁振动并向外辐射噪声，同时通海阀及管道壁面流体高紊流度的压力脉动引起流噪声。流噪声和流激振动噪声通过管口向外辐射，对通海系统的噪声性能造成影响。

3 流噪声与流激振动噪声计算 3.1 流噪声计算

研究表明^{[8 – 10]}，管内流动噪声源主要来自壁面的偶极子源和雷诺应力的四极子源。在高马赫数下，四极子声源项的量级与主要声源项相同，不可忽略；在低马赫数下，偶极子声源的贡献远远大于四极子声源，四极子声源在计算中可忽略不计。通海阀内海水流动为低马赫数流动，因此管道及阀门壁面偶极子源是主要噪声源。

本文采用CFD计算与声学边界元相结合的方法分别求解流噪声：通过CFD瞬态流场计算，提取壁面的压力脉动信号，作为偶极子源映射至声学边界元网格，求解Helmholtz方程得到流噪声管内声场特性。

噪声计算边界元网格如图4所示，通海阀附近网格进行局部加密，流噪声监测面设在通海阀进口法兰处，监测面中心设置监测点。流噪声（100 Hz和200 Hz）在监测面声压级分布如图5所示，由计算结果可知，监测面100 Hz声压级整体高于200 Hz声压级；通海阀进口截面轴心附近声压分布相对均匀，声压级最高位置靠近管道壁面。

3.2 流激振动噪声计算

1）模态计算

本文对舱壁间管道和阀门结构进行模态分析，模态计算时管道阀门简化为壳结构。海水对结构振动的作用不可忽略，计算脉动压力激励结构振动时应该基于考虑海水影响的“湿模态”，即模态计算时管道内海水质量作为附加质量处理^[5]。

通海阀及管道结构经过简化后有限元模型如图6所示。进出口管道是在舱壁中穿过，可以看作是固定端，因此在进出口管端单元节点上施加全约束；重力的施加比较简单，在Virtual. Lab模态分析模块中定义重力的方向和加速度，取值9.81 m/s²。

管道及通海阀前8阶模态振型图如图7所示，前8阶模态固有频率和最大振幅如表1所示。从前8阶模态振型图可以看出：结构最容易激发的振动部位是在通海阀及其附近管道，高阶模态要比低阶模态的振动幅度更大，随着阶次的增高，通海阀两侧位置稍远的不易被激振的进出口管道也逐渐产生振动变形。总体来看，对于低阶模态的振动，通海阀更容易激振，振动变形较大；对于高阶模态，通海阀不易激振，通海阀两侧管道更容易激振，且振动幅度比低阶模态振动幅度大；无论高阶或者低阶模态，靠近两侧舱壁位置的管道始终振动不大。

因此，根据振型图分析，结构的薄弱部位，即最容易激振、产生振动变形的部位是通海阀以及靠近通海阀的两侧管道，通海阀附近需要进行加固以减小振动。

2）流激振动噪声计算

基于通海阀与管道流场和模态计算结果，提取瞬态流场计算的壁面压力脉动作为流体对结构的激励源，在Virtual. Lab软件中进行通海阀流激振动计算，然后利用声学边界元法计算结构振动向海水介质中辐射的噪声。流激振动噪声监测面同样设在通海阀进口法兰处，监测面中心设置监测点。

流激振动噪声在监测面声压分布如图8所示，通海阀及管道结构振动产生的辐射噪声在通海阀进口截面轴心附近声压分布相对均匀，声压级最高位置同样是靠近管道壁面。

3.3 计算结果对比分析

监测点流噪声和流激振动噪声频谱分布如图9所示，100～2 000 Hz频率范围内，流噪声声压级随频率增大呈快速减小趋势并逐渐趋于小范围内波动，而流激振动噪声则随频率增大无明显变化规律。根据声压级频域分布信息可以计算得到流噪声和流激振动噪声在监测点处的总声压级分别为238.9 dB和138.8 dB，流噪声较流激振动噪声在监测点处声压级高100.1 dB，因此流激振动噪声完全湮没在流噪声中。

由此可知，流噪声是通海系统的主要噪声源，对通海系统进行噪声治理时，应该优先考虑流噪声的治理。

4 结　语

通过对通海阀流噪声和流激振动噪声的数值模拟，可以得出以下结论：

1）对于低阶模态的振动，通海阀更容易激振，振动变形较大；对于高阶模态，通海阀不易激振，两侧管道更容易激振，且振动幅度比低阶模态振动幅度大；无论高阶或者低阶模态，靠近两侧舱壁位置的管道始终振动不大；

2）通海阀进出口压差为1.8 MPa，阀门开度为60°时，阀门进口法兰处管道截面中心流噪声和流激振动噪声分别为238.9 dB，138.8 dB，流激振动噪声远小于流噪声。高压差条件下，流噪声是通海系统主要噪声源，对通海系统噪声进行治理时应优先考虑流噪声的治理。