空调通风系统管道气动噪声分析
肖鸿飞，向阳，周鹏，黄进安
【摘 要】针对船舶通风空调系统的管道噪声问题，分别利用CFD进行流体动力学仿真和FEM进行声学有限元仿真分析，结果表明，管道气动噪声的生成原因是大量不规则湍流运动形成负压区并生成气流漩涡和回流，从而造成变化剧烈的压力脉动。模拟中以等效壁面偶极子声源的方式计算辐射噪声，通过分析出口的声压级频率响应判断管道气动噪声是噪声能量主要集中在中低频的宽频噪声，管道内流速和内部结构变化是影响噪声大小的主要原因。 【期刊名称】船海工程 【年(卷),期】2018(047)004 【总页数】5
【关键词】空调通风系统；管道气动噪声；压力脉动；壁面偶极子 【
文
献
来
源
】
https://www.zhangqiaokeyan.com/academic-journal-cn_ship-ocean-
engineering_thesis/0201225042054.html
修回日期：2018-02-28
基金项目：国家自然科学基金(51279148)
目前针对船舶通风空调系统噪声的研究，一部分是根据传统经验算法估算出噪声再结合实验测量数据进行声学设计和降噪处理[1-3]；或者从模态分析的角度来处理舱室内装对船舶空调舱室内部复杂结构的影响，并据此对舱室进行声学预报与设计[4-5]；还有利用有限元法(FEM)、边界元法(BEM)和计算流体动力学(CFD)相结合的手段来预测船舶空调系统的噪声[6-8]；针对通风系统气动噪声，大多考虑风机噪声的影响[9-12]，而考虑管道噪声对空调舱室影响的声学
设计研究较少。针对管道气动噪声对整体通风空调系统的噪声水平的影响问题，拟采用CFD流体动力学仿真和FEM有限元声学仿真相结合的方法，分析管道噪声的生成原因、变化规律和抑制手段。
1 计算模型
1.1 空调通风管系布置
管道噪声是由于管道内流动的气体在经过弯头、三通、变径管、阀门和送回风口等截面积变化部位产生涡流、涡阻现象引起结构振动产生噪声，尤其当管道里有异物(如导流片、支架、梁柱等)时，空气经过会形成压力脉动变化，等同于多个偶极子声源辐射噪声。因此，空调通风管系的结构布置直接影响着管道噪声的大小。
以本校辅机实验室中船用中央空调系统为研究对象，该系统采用的是二段式制冷工作原理，其管道结构比一般空调通风系统更加复杂。系统组成及工作原理见图1。
1.2 管道建模和网格划分
使用Pro/E建立空调通风管道流体域模型，利用ANSYS ICEM CFD对其进行四面体网格划分。对于线性有限元模型通常要求最小波长内有6个单元，故对于最大分析频率2 000 Hz，单元长度不应大于28.33 mm。模拟仿真过程中发现，直管等湍流强度不大的区域可以减低对网格密度的要求，为了使网格数量尽可能减少，同时保证计算精度，将流体域模型分成3个区(见图2)，分别为弯管三通变径管的部分(WALL_1)、布风器的部分(WALL_2)和直管的部分(WALL_3)。三部分网格尺寸定义不同，最终CFD网格总数为741 236。同时，因为声学计算网格对网格密度的要求要低于CFD计算网格，故以CFD网格为
基础，修改网格尺寸，划分出声学网格，其网格总数为388 518。CFD网格和声学网格所选取的具体网格尺寸见表1。
2 数值计算理论
2.1 标准k-ε湍流模型
根据其流体高雷诺数的特点，选用标准k-ε湍流模型。标准k-ε模型是半经验公式，主要基于湍流动能和扩散率。其湍流能k和湍流耗散的输运方程如下[13]。
Gk+Gb-ρε-YM+Sk (1) (2)
式中：其中Prt为湍流能量普朗特数，其默认值为几个主要的常量为C1ε=1.44；C2ε=1.92；Cμ=0.09；σk=1.0；σε=1.3。 2.2 分离涡(DES)湍流模型
使用CFD进行瞬态计算时，通常使用大涡(LES)湍流模型或者分离涡(DES)湍流模型，但是LES在用于模拟高雷诺数的边界层流动时，对计算网格的要求十分严格，对计算机高性能的要求可能会导致计算进展缓慢甚至无法顺利进行。分离涡流模型(detached eddy simulation，DES)结合RANS和LES各自的优势，可大大降低对计算网格的要求。其含能尺度l和k的输运方程为[14-15] (3) (4)
式中：Δ为最大的网格尺寸,Δ=max(Δx,Δy,Δz)；CDES=1.3。 2.3 气动声学理论
空调通风系统管道气动噪声分析
