0 引　言

通海阀作为船舶管路系统重要的控制单元，是海水管路系统中的第一道阀门，但同时也是管路系统中主要的噪声源^[1]。由于通海阀的节流作用，阀内紊流程度高，流体对流道的冲刷严重，流体介质产生的压力脉动会直接辐射产生流噪声，流噪声的频率具有典型的宽频特性^[2]，传播距离远，范围广，是影响水下装备隐蔽性的关键因素之一。随着噪声探测技术的飞速发展，有效降低阀门的噪声，提升装备隐蔽性已成为研究的主要课题^[3]。

目前，针对海水管路阀件噪声的研究大多数基于对截止类阀、调节阀及管路进行声学数值模拟分析。方超等^[4]基于单向流固耦合，采用声学边界元法对某通海阀流噪声及流激振动噪声进行对比分析研究，结果表明流激振动噪声完全湮没在流噪声中，对该系统通海阀噪声进行治理时应该优先考虑流噪声。徐国栋等^[5]以船舶海水冷却系统通海阀出口管路为对象，采用FEM/AML技术，进行水下辐射噪声分析，对比不同通海阀水下深度、出口管径对流噪声的影响，结果表明海水冷却系统通海阀水下流噪声以低频为主。桂瞬丰等^[6]采用CFX软件对某型通海阀的噪声进行数值模拟分析，结果表明海阀低频噪声声能较大，高频部分所占比重较小。聂欣等^[7]根据LES和Lighthill声类比理论，采用流体力学软件Fluent和声学仿真软件ACTRAN，研究计算了直筒笼式阀门在相同流量不同开度下阀门内外部的流噪声特性。结果表明，当阀门开度降低时，阀门内的湍流强度、速度和压力波动均相应增强，导致阀门内外的整体声压分贝变强，阀门内部噪声能量也增强，阀门噪声具有偶极子特性。Wei Lin 等^[8]基于CFD，应用FW-H模型来研究高压减压阀中的流噪声特点，发现进口压力对声压级有很大影响，最大马赫数接近1时，低频的声压级会非常高。Liu Kai等^[9]提出一种基于计算流体力学和Lighthill声学类比的理论的混合方法来模拟管路流噪声，结果显示该方法模拟结果与实验数据吻合较好。

近几年，采用角式双球阀作为通海阀的方案已被提出并实现初步应用，但针对角式双球阀噪声方面的分析研究与数据不完善，因此研究其噪声特性对其后续的结构优化及应用具有重要的科学意义和实际价值。

本文以2种新型角式双球阀结构为研究对象，利用CFD技术及直接边界元法（BEM），通过对双球阀全开时内部流场进行数值模拟，联立Fluent软件和LMS Virtual.Lab软件对双球阀的流噪声进行计算研究，分析不同流速与流噪声频谱特性间的关系，获得噪声声压级的数值大小，提供数据支撑，为进一步提高通海阀的降噪优化水平优化提供数据支撑和理论指导。

1 角式双球阀的结构设计 1.1 结构组成和设计参数

角式双球阀采用一体化双球体结构，主要由阀体、阀盖、球体、阀座、等零部件组成。开放流道角式双球阀结构如图1所示，封闭流道角式双球阀三维模型方案图如图2所示。

1.2 流道结构设计特点

1）开放式流道角式双球阀。为角球阀与直通球阀连通的常规设计，一道阀与二道阀不成封闭流通结构，部分介质流出一道阀后进入球与阀体的空腔内；同时角球阀采用90°转角球结构，转角半径较小。

2）封闭流道角式双球阀。通过采用角球球体中心与出口流道具有偏心距设计，增加弯头使一道阀与二道阀内流道实现封闭连通；同时也增加了角球流道的转弯半径，约为开放流道角球转弯半径的1.5倍。

2 流噪声数学理论基础 2.1 流场计算模型 2.1.1 $k$ - $\varepsilon $ 模型

各流速下雷诺数均大于3000，由《GB/T 30832-2014阀门流量系数和流阻系数试验方法》A.3.1测试管道内流体的雷诺数高于3000，确认该流动为湍流，因此稳态分析时选择标准 $k$ - $\varepsilon $ 模型。1972年，Launder等^[10]提出了标准 $k$ - $\varepsilon $ 湍流模型，在一方程模型的基础上引入了关于湍流耗散率 $\varepsilon $ 的方程， $k$ 方程为精确方程， $\varepsilon $ 方程是由经验公式推导而来。标准k- $\varepsilon $ 模型假定流场全是湍流，分子间的粘性可以忽略，该模型计算简单，结果精度高，在工程实践中得到广泛应用。标准 $k$ - $\varepsilon $ 模型表达式分别为：

k方程

$\begin{split} & \frac{\partial(k \rho)}{\partial t}+\frac{\partial\left(k u_{l}\right)}{\partial x_{1}}=\frac{\partial}{\partial x_{f}}\left[\left(\mu+\frac{\mu_{t}}{\sigma_{k}}\right) \frac{\partial k}{\partial x_{F}}\right]+\\ &G_{k}+G_{b}-\rho_{x}-Y_{M}+S_{2}，\end{split} $

(1)

$ \varepsilon $ 方程

$\begin{split} & \frac{\partial(\rho \varepsilon)}{\partial t}+\frac{\partial\left(\rho \varepsilon \mu_{1}\right)}{\partial x_{i}}=\frac{\partial}{\partial x_{f}}\left[\left(\mu+\frac{\mu_{1}}{\sigma_{z}}\right) \frac{\partial \varepsilon}{\partial x_{r}}\right]+\\ & \frac{C_{1} \varepsilon}{k}\left(G_{k}+C_{3} G_{b}\right)-C_{2} \rho \frac{\varepsilon^{2}}{k}+S_{\text {I }}。\end{split}$

(2)

式中：S_E、S_K为湍能耗散率及湍动能的源项；C₁、C₂、C₃为设定的经验系数这里取C₁=1.44、C₂=1.92、C₃=0.09；Y_M为可压缩流体中脉动扩张量；G_b为由于浮力引起的湍动能 $ k $ 的产生项；G_K为由于速度梯度所引起的 $ k $ 的产生项。湍动能 $ \sigma_{k} $ 和耗散率 $ \sigma_{\varepsilon} $ 的湍流Prandt1取值分别为1.0、1.3。

2.1.2 大涡模拟

瞬态分析采用大涡模拟（Large Eddy Simulation, LES），即在一定的简化条件下直接求解N-S方程，可将湍流流场中的涡流分为不同尺度的的涡流，小涡采用时均化处理。通过近似的亚格子模型进行考虑，大涡保留与时间相关项而可以通过数值方法直接求解，大涡模拟所得湍流解包含丰富的频率信息，更有利于分析其频谱特性^[11-12]。

2.2 声学理论

1952年，Lighthill在研究喷气噪声时基于流体力学中的N-S方程提出了声比拟方法，得到了著名的莱特希尔方程^[13-14]。后来Curle^[15]在Lighthill方程进行了扩展，得到了考虑固体壁面的气动声学声类比方程，该方程表达了由固体壁面由压力脉动引起的偶极子噪声。运用Curle的积分解公式，有壁面边界存在时的流噪声问题得到很好的求解。针对此问题，Ffowcs -Williams与Hawkings^[16]进一步考虑了旋转壁面的情况，推导出了FW-H方程，为流噪声预测提供了理论依据。FW-H方程为：

$ \frac{\partial^{2} p^{\prime}}{\partial t^{2}}-\nabla^{2} p^{\prime}=\frac{\partial^{2}}{\partial x_{i} x_{j}} T_{\bar{j}}-\frac{\partial}{\partial_{x_{i}}}\left[p_{i \vec{j}} n_{j} \delta(f)\right]+\frac{\partial}{\partial t}\left[\rho_{0} u_{n} \delta(f)\right] 。$

(3)

综上，可看出噪声声源为单极子、偶极子和四极子，在声学模拟中，单极子存在于流体速度低时的不稳定状态，一般不作考虑。流体遇到壁面由于脉动压力产生的偶极子源与动量能量交换产生的四极子源辐射声功率与流速分别成6次方或8次方关系。因此，当流体马赫数较低时，不需要考虑四极子声源，研究重点应关注在壁面脉动压力构成的偶极子声源上^[17]。

3 数值模拟及分析 3.1 流场数值模拟

运用Fluent软件进行稳态及瞬态流场模拟，流场分析过程中为了让前后的流体充分发展，利用Ansys/Workbench前处理模块建立流体介质的三维流体域模型，为了更准确模拟流经通海阀2种不同流道时流体的流动状态，根据《GB/T 30832-2014阀门 流量系数和流阻系数试验方法》，通海阀的前端入口选取5D的流场通道，后端出口选取10D的流场通道。为保证计算精度，在模型处理环节上尽量保留几何细节，网格划分采用四面体，检验网格质量并进行网格的无关性验证。

流场分析过程中，流体状态为三维不可压缩，属湍流流动，本次模拟介质为水，根据通海双球阀实际工况，入口为速度边界条件，分别取1 m/s、2 m/s、3 m/s、4 m/s；出口为压力边界条件，为固定压力5 MPa，收敛精度为0.001，壁面为无滑移面。

模拟计算步骤为：首先应用标准 $k$ - $\varepsilon $ 模型对流场进行稳态求解，流动达到稳定状态后，再改用LES大涡模拟进行瞬态运算^[18-19]。这种方法不需要舍去非定常过程中初始部分结果，更节省时间，而且已被证明可靠。本文计算中时间步长取0.000 25 s，采样总时长为0.1 s。

3.2 流噪声数值模拟

将前述流场计算数据保存，提取流体域与双球阀耦合区域壁面压力脉动信息，将模拟计算的不同流速下流固耦合面流体压力脉动信息以CGNS格式导入LMS Virtual.Lab软件中，基于单向流固耦合，将流场外壁面的压力脉动传递至通海阀流道内壁面，经快速傅里叶变换，对传递后的壳体内壁面的压力脉动时域信息进行数据转换，得到频域信息，声学计算流程如图3所示。本文研究流体马赫数较低，因此将此压力脉动作为壁面偶极子声源激励，采用直接边界元法计算流体流经通海阀产生的流噪声，频率为10～2000 Hz。

为了后续实验测量流经通海阀的流噪声声压值，根据标准《GJB 4058-2000 舰船设备噪声、振动测量方法》的规定：测量表面与基准体的测量距离应不小于1 m，一般取1 m，故设定监测点的位置如图4所示，通过S₁、S₂、S₃、S₄四个监测点分析双球阀的流噪声特性。

3.3 流噪声影响分析 3.3.1 不同流速下声压频响特性曲线分析

根据上述模拟实验条件，对2种角式双球阀进行声学响应分析，得到监测点流噪声声场信息，将不同速度下各监测点的声压级数据进行整理，定量对比通海双球阀2种结构在不同流速下的噪声特性。不同流速下通海双球阀的声压频率特性曲线如图5所示。

分析可知，通海阀在不同速度下的频谱规律具有明显的宽频特性。4个监测点不同频率下声压级的极大值区域与极小值区域呈不规则交错分布，但封闭、开放式2种结构的频响曲线总体变化一致，声压级均随着频率的升高呈下降趋势，4个监测点的最大峰值声压级频率集中在200～400 Hz，即低频声能量所占比重大，中高频声能量所占比重较小。进一步验证在实际使用环境中，阀门流噪声多呈低频性。

通过上述分析可知，2种结构各监测点的声压随频率的总体变化趋势一致，为探究声压频响特性曲线随速度的变化规律，提取4个流速下在监测点S₂处的声压频响特性曲线，如图6所示。可知，在S₂处，频率为10～2 000 Hz范围内,速度不同时各个频率下的声压级相差较大，变化明显。表明2种结构声压频响曲线的波动情况在不同流速下会有很大的区别。

为了分析2种结构频响特性曲线的差别，对比双球阀2种流道结构4个流速下在监测点S₂的频响特性曲线，如图7所示。可知，监测点S₂处，开放式流道结构声压级整体处于封闭结构上方，二者的峰值声压级对应的频率不同，极大值极小值区域波动的幅度也不同。速度为1 m/s时，封闭流道结构较大的峰值频率集中在400 Hz附近，而开放式流道峰值极大值频率则集中在200 Hz、400 Hz、1 500 Hz附近，且其声压值均大于封闭结构，封闭、开放式结构声压级对应的最高峰值为35.66 dB(A)、53.36 dB(A)；速度从1 m/s变化到4 m/s，封闭结构的峰值极大值点增多，但是在频率低于600 Hz时，2种结构的波动趋势较为一致，频率越大，开放式结构波动越剧烈。

在监测点S₂，2种结构在低频段，声压级下降幅度大；800～1 200 Hz，声压级较为稳定；超过1 500 Hz后声压级迅速降低；速度为1 m/s、2 m/s时，随着频率增大，2种结构声压值急剧降低，而3 m/s、4 m/s时压降较缓，声压级降低一定值后即在小范围内波动；表明低速时，双球阀流噪声的低频特性更为明显。

3.3.2 总声压级对比分析

对不同频率下各场点声压值进行加权运算得到噪声总体强度的声压级^[20]，总声压级计算式为：

$ L_{p A s}=101 g\left(10^{\frac{n_{1}}{10}}+\cdots+10^{\frac{n_{i}}{10}}+\cdots+10^{\frac{n_{{N}}}{10}}\right) 。$

(4)

式中： $ n_{{i}} $ 为频率i处的声压值； $ N $ 为总采样频率数。

通过对不同监测点的声压进行叠加，双球阀在10～2000 Hz频率范围内的总声压级变化如图8所示，得到不同流速下2种结构总声压级如表1所示。

由图8(a)可知，封闭流道结构下，速度1 m/s、2 m/s、3 m/s时总声压级均低于50 dB(A)，4 m/s时总声压级略高于50 dB(A)，接近于开放式结构速度为1 m时的总声压级；当流场速度增加时，各监测点处流噪声总声压级的数值会相应地增加，但同一流速距阀1 m处各监测点的总声压级差别不大，在小范围内波动，趋于常值；开放式流道结构在监测点S₄会总声压值出现下降，表明由于内部结构不贯通，流噪声声压会在结构改变位置出现明显变化。

由图8（b）可知，速度从1 m/s增大到4 m/s过程中，监测点声压级总体呈增大趋势，表明随着速度的增加，雷诺数随之增加，通海双球阀壁面湍流边界层的不规则流动也变得更加剧烈，脉动压力也增强，因此声场中的由脉动压力引起的流噪声声压级也增大。图中封闭结构各速度的总声压值远小于开放式结构的值，且封闭结构4 m/s的总声压值也小于开放结构速度1 m/s的声压值。

从表1可看出，封闭结构相对开放式结构的总声压级平均降幅比例约为26.9%，降幅为17 dB(A)，压降明显，能够有效抑制阀门噪声。分析可知，封闭流道相较于开放式流道结构，流体介质始终处在阀门各部件所构成的自带流道内，不会进入内部的空腔，避免介质冲刷和内腔涡流，提高了阀门的流通性，有效避免泥沙及介质颗粒的沉积，不会造成阀门的卡涩、堵死。因此封闭结构流体介质流动阻力小，而开放式流道流体介质进入空腔，形成涡流，流体脉动压力大，阻滞严重，因此直接辐射流噪声声压级较大。

4 结　语

本文基于流噪声理论，对2种不同流道结构通海双球阀在实际应用工况下进行流噪声数值模拟，得到结论如下：

1）封闭流道增大转弯半径，增加弯角，虽增加了加工难度，但提高了阀门的流通能力。

2）通过2种结构不同速度频响曲线对比，可看出封闭与开放式2种结构下的频响曲线总体变化一致，声压级均随着频率的升高呈下降趋势，最大峰值声压频率集中在200～400 Hz。

3）通过对同一监测点不同速度的频响曲线的对比分析，表明各流速下开放式流道结构流噪声声压级明显高于封闭流道结构，且速度越大，压降越不明显，低流速时，双球阀低频特性更明显。

4）通过对比分析总声压级的计算结果，初步揭示了总声压级的变化规律，即流道结构改变会导致监测点的声压级出现明显波动，且流场速度增加，监测点总声压级也呈增大趋势。

5）与开放式流道结构对比，封闭流道结构降低约为26.9%的噪声声压，降幅为17 dB(A)，能够降低通海阀流道内流体脉动压力与流噪声声压，从而为新型通海阀的结构设计优化提供一种新的思路。